JP2015169154A - Variable delivery pump - Google Patents

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a variable delivery pump capable of corresponding to three or more required hydraulic pressure characteristics.SOLUTION: A variable delivery pump comprises: a spring 18 provided in a state, in which a setting load is applied, for urging a cam ring 17 in a direction increasing the volume change quantity of a plurality of pump chambers 20; one first control oil chamber 31 for applying a force to the cam ring in a direction decreasing the volume change quantity of the plurality of pump chambers by always supplying the delivery pressure; two second and third control oil chambers 32 and 33 for applying a force to the cam ring in a direction increasing the volume change quantity of the plurality of pump chambers by supplying the delivery pressure; and first and second solenoid selector valves 40 and 50 and a pilot valve 60 for controlling the supply amount of the delivery pressure supplied to the second and third control oil chambers via a control unit.

Description

本発明は、例えば自動車用内燃機関の摺動部位や、内燃機関の補機類の駆動源としてのオイルを供給する可変容量形ポンプに関する。   The present invention relates to a variable displacement pump that supplies oil as a driving source of a sliding part of an internal combustion engine for an automobile or an auxiliary machine of the internal combustion engine, for example.

従来の可変容量形ポンプとしては種々提供されており、その一つとして、例えば以下の特許文献１に開示されているものが知られている。   Various conventional variable displacement pumps are provided, and one of them is disclosed, for example, in Patent Document 1 below.

概略を説明すれば、この可変容量形ポンプは、いわゆるベーンポンプであって、とりわけ、カムリングの外周側にそれぞれ画成され、かつ、内部にポンプ吐出圧が導入され、該吐出圧をカムリングに対して偏心量を減少させる方向へ作用させる第１制御油室と、前記吐出圧をカムリングに対して偏心量を増大する方向へ作用させる第２制御油室と、該第２制御油室への吐出圧の給排をＯＮ−ＯＦＦ制御で切り換える電磁切換弁と、を備え、ポンプ回転数に応じて前記カムリングの偏心量を増減制御することによってポンプ吐出圧を低圧特性と高圧特性に制御するようになっている。   Briefly, this variable displacement pump is a so-called vane pump, which is defined in particular on the outer peripheral side of the cam ring, and pump discharge pressure is introduced into the cam ring. A first control oil chamber that acts in a direction to reduce the amount of eccentricity; a second control oil chamber that acts in a direction to increase the amount of eccentricity with respect to the cam ring; and a discharge pressure to the second control oil chamber And an electromagnetic switching valve that switches on / off of the pump by ON-OFF control, and the pump discharge pressure is controlled to a low pressure characteristic and a high pressure characteristic by increasing / decreasing the eccentric amount of the cam ring according to the pump rotation speed. ing.

特開２０１０−２０９７１８号公報JP 2010-209718 A

しかしながら、前記特許文献１に記載の可変容量形ポンプは、カムリングの移動を制御する制御油室が２つだけであることから、前述したように、例えば可変動弁装置を作動させる低圧特性とクランクシャフトの軸受けにオイルを供給する高圧特性の２段階の油圧特性のみとなっている。   However, since the variable displacement pump described in Patent Document 1 has only two control oil chambers that control the movement of the cam ring, as described above, for example, a low pressure characteristic for operating a variable valve device and a crank It has only a two-stage hydraulic characteristic of a high pressure characteristic that supplies oil to the shaft bearing.

このため、２つ以上の要求油圧特性には対応することができず、例えばピストンにオイルを噴射するオイルジェットの要求油圧特性を満たすことができなかった。   For this reason, two or more required hydraulic pressure characteristics cannot be accommodated, and for example, the required hydraulic characteristics of an oil jet that injects oil to a piston cannot be satisfied.

本発明は、前記従来の可変容量形ポンプの技術的課題に鑑みて案出されたもので、３つ以上の要求油圧特性に対応可能な可変容量形ポンプを提供することを目的としている。   The present invention has been devised in view of the technical problem of the conventional variable displacement pump, and an object thereof is to provide a variable displacement pump that can cope with three or more required hydraulic pressure characteristics.

本発明は、複数のポンプ室の容積が変化して吸入部から吸入されたオイルを吐出部から吐出するポンプ構成体と、可動部材が移動することによって前記複数のポンプ室の容積変化量を変化させる可変機構と、セット荷重が付与された状態で設けられ、前記複数のポンプ室の容積変化量が増大する方向へ前記可動部材を付勢する付勢機構と、前記吐出部から吐出されるオイルが供給されることによって、前記複数のポンプ室の容積変化量を減少させる方向への力を前記可動部材に作用させる少なくとも１つ以上の制御油室から構成される減少側油室群と、前記吐出部から吐出されるオイルを供給することによって、前記複数のポンプ室の容積変化量を増大させる方向への力を前記可動部材に作用させる少なくとも１つ以上の制御油室から構成される増大側油室群と、
前記減少側、増大側油室群の各制御油室へ供給される吐出オイルの供給量を制御する制御機構と、
を備え、
前記減少側油室群と増大側油室群が有する制御油室の合計が少なくとも３つ以上であることを特徴としている。 According to the present invention, the volume of the plurality of pump chambers is changed by changing the volume of the plurality of pump chambers and discharging the oil sucked from the suction portion from the discharge portion, and the movable member is moved. A variable mechanism that is provided with a set load applied thereto, an urging mechanism that urges the movable member in a direction in which a volume change amount of the plurality of pump chambers increases, and oil discharged from the discharge unit Is supplied, a reduction-side oil chamber group composed of at least one control oil chamber that causes the movable member to exert a force in a direction to reduce the volume change amount of the plurality of pump chambers, By supplying oil discharged from the discharge unit, the oil pump is composed of at least one control oil chamber that acts on the movable member in a direction to increase the volume change amount of the plurality of pump chambers. And increasing side oil chamber group that,
A control mechanism for controlling the supply amount of the discharge oil supplied to each control oil chamber of the decrease side and increase side oil chamber group;
With
The total of the control oil chambers which the reduction side oil chamber group and the increase side oil chamber group have is at least three or more.

本発明によれば、３以上の要求油圧特性に対して、３段階以上の制御を行うことが可能になる。   According to the present invention, three or more stages of control can be performed for three or more required hydraulic characteristics.

本発明の実施形態に係る可変容量形ポンプのオイルポンプと油圧回路を示す概略図であって、オイルポンプのカムリングの偏心量が最大の状態を表したものである。It is the schematic which shows the oil pump and hydraulic circuit of the variable displacement pump which concerns on embodiment of this invention, Comprising: The eccentric amount of the cam ring of an oil pump represents the maximum state. 本実施形態に供されるオイルポンプの縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the oil pump provided to this embodiment. 本実施形態に供されるポンプボディを示す正面図である。It is a front view which shows the pump body provided to this embodiment. 本実施形態に供される電磁切換弁の縦断面図であって、Ａはボール弁体による開作動状態を示し、Ｂは閉状態を示している。It is a longitudinal cross-sectional view of the electromagnetic switching valve provided for this embodiment, Comprising: A has shown the open operation state by a ball valve body, and B has shown the closed state. 本実施形態に供されるパイロット弁の縦断面図であって、Ａはスプール弁による第２給排通路と第２制御油室を連通した状態を示し、Ｂは第２制御油室とドレン通路を連通した状態を示している。It is a longitudinal cross-sectional view of the pilot valve provided for this embodiment, Comprising: A shows the state which connected the 2nd supply / discharge passage and 2nd control oil chamber by a spool valve, B shows a 2nd control oil chamber and a drain passage. The state which communicated is shown. 本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。It is operation | movement explanatory drawing of the variable displacement pump of this embodiment. 同可変容量形ポンプの作動説明図である。It is operation | movement explanatory drawing of the variable displacement pump. 同可変容量形ポンプの作動説明図である。It is operation | movement explanatory drawing of the variable displacement pump. 同可変容量形ポンプの作動説明図である。It is operation | movement explanatory drawing of the variable displacement pump. 同実施形態に係る可変容量形ポンプにおける機関回転数とポンプ吐出圧との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the engine speed and pump discharge pressure in the variable displacement pump which concerns on the same embodiment. 本発明の第２実施形態の可変容量形ポンプのオイルポンプと油圧回路を示す概略図である。It is the schematic which shows the oil pump and hydraulic circuit of the variable displacement pump of 2nd Embodiment of this invention. 本実施形態に供される電磁切換弁の縦断面図であって、Ａはスプール弁が供給ポートを閉止し、第１、第２連通ポートをドレンポートに連通させた状態を示し、Ｂは供給ポートと第１連通ポートを連通すると共に、第２連通ポートとドレンポートを連通させた状態を示し、Ｃは供給ポートと第１、第２連通ポートを連通させた状態を示している。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS It is a longitudinal cross-sectional view of the electromagnetic switching valve provided for this embodiment, Comprising: A shows the state which the spool valve closed the supply port and connected the 1st, 2nd communication port to the drain port, B is supply The port communicates with the first communication port and the second communication port communicates with the drain port. C indicates the state where the supply port communicates with the first and second communication ports. 本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。It is operation | movement explanatory drawing of the variable displacement pump of this embodiment. 本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。It is operation | movement explanatory drawing of the variable displacement pump of this embodiment. 本実施形態における電磁切換弁への電流(デューティ比)とスプール弁の変位量の関係を示す特性図である。FIG. 6 is a characteristic diagram showing the relationship between the current (duty ratio) to the electromagnetic switching valve and the amount of displacement of the spool valve in the present embodiment. 本実施形態におけるスプール弁の変位量とスプリング荷重との関係を示す特性図である。It is a characteristic view which shows the relationship between the displacement amount of a spool valve in this embodiment, and a spring load. 本実施形態の可変容量形ポンプにおける機関回転数とポンプ吐出圧との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the engine speed in the variable displacement pump of this embodiment, and pump discharge pressure. 本発明の第３実施形態の可変容量形ポンプにおけるオイルポンプと油圧回路を示す概略図である。It is the schematic which shows the oil pump and hydraulic circuit in the variable displacement pump of 3rd Embodiment of this invention. 本実施形態に供されるポンプボディを示す正面図である。It is a front view which shows the pump body provided to this embodiment. 本実施形態に供されるカムリングを示す斜視図である。It is a perspective view which shows the cam ring provided to this embodiment. 本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。It is operation | movement explanatory drawing of the variable displacement pump of this embodiment. 本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。It is operation | movement explanatory drawing of the variable displacement pump of this embodiment. 本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。It is operation | movement explanatory drawing of the variable displacement pump of this embodiment. 本発明の第４実施形態の可変容量形ポンプにおけるオイルポンプと油圧回路を示す概略図である。It is the schematic which shows the oil pump and hydraulic circuit in the variable displacement pump of 4th Embodiment of this invention. 本実施形態の可変容量形ポンプにおける機関回転数とポンプ吐出圧との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the engine speed in the variable displacement pump of this embodiment, and pump discharge pressure.

以下、本発明に係る可変容量形ポンプの複数の実施形態を図面に基づいて詳述する。なお、各実施形態では、自動車用内燃機関の機関弁のバルブタイミングを可変にするバルブタイミング制御装置(ＶＴＣ)の駆動源とすると共に、機関の摺動部、特にピストンとシリンダボアとの摺動部にオイルジェットによって潤滑油を供給し、またクランクシャフトの軸受に潤滑油を供給する可変容量形ポンプに適用したものを示している。
〔第１実施形態〕
図１は本実施形態の可変容量形ポンプのオイルポンプと油圧回路を示し、可変容量形のオイルポンプ１０は、内燃機関のクランクシャフトから伝達された回転駆動力によって回転して、オイルパン０１に貯留されたオイルを、ストレーナ０２を介して吸入通路０３から吸入して吐出部である吐出通路０４から機関のメインオイルギャラリー０５に吐出するようになっている。 Hereinafter, a plurality of embodiments of a variable displacement pump according to the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In each of the embodiments, a drive timing of a valve timing control device (VTC) that varies the valve timing of an engine valve of an internal combustion engine for automobiles, and a sliding portion of the engine, particularly a sliding portion of a piston and a cylinder bore. Fig. 6 shows a variable displacement pump that supplies lubricating oil by an oil jet and supplies lubricating oil to a crankshaft bearing.
[First Embodiment]
FIG. 1 shows an oil pump and a hydraulic circuit of a variable displacement pump according to this embodiment. A variable displacement oil pump 10 is rotated by a rotational driving force transmitted from a crankshaft of an internal combustion engine, and is supplied to an oil pan 01. The stored oil is sucked from the suction passage 03 via the strainer 02 and discharged to the main oil gallery 05 of the engine from the discharge passage 04 as a discharge portion.

前記メインオイルギャラリー０５は、前記機関の摺動部であるたとえばピストンに冷却オイルを噴射するオイルジェットやバルブタイミング制御装置、クランクシャフトの軸受にオイルを供給するようになっていると共に、吐出通路０４の下流側には、通流するオイル内の異物を捕集するオイルフィルタ１が設けられている。   The main oil gallery 05 supplies oil to an oil jet, a valve timing control device, and a crankshaft bearing that injects cooling oil to a piston, which is a sliding portion of the engine, and a discharge passage 04. An oil filter 1 that collects foreign matters in the flowing oil is provided on the downstream side.

また、前記メインオイルギャラリー０５のオイルフィルタ１より下流側に制御通路３が分岐されている。この制御通路３は、下流側が後述するように、第１制御油室３１に直接連通する供給通路４と、第２制御油室３２に制御機構である第１電磁切換弁４０を介して連通する第１給排通路５と、第３制御油室３３に第２電磁切換弁５０とパイロット弁６０を介して連通する第２給排通路６がそれぞれ接続されている。   Further, a control passage 3 is branched downstream from the oil filter 1 of the main oil gallery 05. As will be described later, the control passage 3 communicates with the supply passage 4 directly communicating with the first control oil chamber 31 and the second control oil chamber 32 via the first electromagnetic switching valve 40 serving as a control mechanism. A second supply / discharge passage 6 communicating with the first supply / discharge passage 5 and the third control oil chamber 33 via a second electromagnetic switching valve 50 and a pilot valve 60 is connected.

前記第１、第２電磁切換弁４０、５０は、図外のコントロールユニットによってオン(通電)−オフ(非通電)制御され、前記制御通路３と第１給排通路５、第２給排通路６を連通させるか、該第１、第２給排通路５、６とドレン通路５１、５２を連通させるようになっている。一方、前記パイロット弁６０は、前記第２電磁切換弁５０を通過した吐出圧に応じて第２給排通路６を連通あるいは遮断するようになっている。なお、前記第１、第２電磁切換弁４０，５０及びパイロット弁６０の具体的構成などについては後述する。   The first and second electromagnetic switching valves 40 and 50 are on (energized) -off (non-energized) controlled by a control unit (not shown), and the control passage 3, the first supply / discharge passage 5, and the second supply / discharge passage. 6 or the first and second supply / discharge passages 5 and 6 and the drain passages 51 and 52 are communicated with each other. On the other hand, the pilot valve 60 communicates or blocks the second supply / exhaust passage 6 according to the discharge pressure that has passed through the second electromagnetic switching valve 50. The specific configurations of the first and second electromagnetic switching valves 40 and 50 and the pilot valve 60 will be described later.

前記オイルポンプ１０は、図外の内燃機関のシリンダブロックの前端部に設けられ、図１〜図３に示すように、一端側が開口するように形成されて内部に円柱状の空間からなるポンプ収容室１３を有する断面コ字形状のポンプボディ１１と、該ポンプボディ１１の一端開口を閉塞するカバー部材１２と、前記ポンプ収容室１３のほぼ中心部を貫通して、ポンプボディ１１とカバー部材１２に回転自在に支持され、機関のクランク軸によって回転駆動される駆動軸１４と、ポンプ収容室１３内に回転自在に収容されて中心部が駆動軸１４に結合されたロータ１５と、該ロータ１５の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット１５ａ内にそれぞれ出没自在に収容された複数のベーン１６と、該各ベーン１６の外周側にロータ１５の回転中心に対して偏心揺動可能(偏心移動可能)に配置され、前記ロータ１５及び隣接するベーン１６，１６と共に複数のポンプ室２０を画成するカムリング１７と、ポンプボディ１１内に収容され、ロータ１５の回転中心に対するカムリング１７の偏心量が増大する方向へカムリング１７を常時付勢する付勢部材であるスプリング１８と、ロータ１５の内周側の両側部に摺動自在に配置された該ロータ１５よりも小径な一対のリング部材１９，１９と、を備えている。なお、前記駆動軸１４とロータ１５及び各ベーン１６がポンプ構成体になっている。   The oil pump 10 is provided at a front end portion of a cylinder block of an internal combustion engine (not shown), and as shown in FIGS. 1 to 3, is formed so that one end side is open, and contains a pump with a cylindrical space inside. A pump body 11 having a U-shaped cross section having a chamber 13, a cover member 12 that closes one end opening of the pump body 11, and a substantially central portion of the pump housing chamber 13, and the pump body 11 and the cover member 12. A drive shaft 14 that is rotatably supported by the crankshaft of the engine, a rotor 15 that is rotatably accommodated in the pump housing chamber 13 and has a central portion coupled to the drive shaft 14, and the rotor 15 A plurality of vanes 16 that are housed in a plurality of slits 15a that are radially cut out on the outer periphery of each of the vanes 16, and a rotation center of the rotor 15 on the outer peripheral side of each vane 16 A cam ring 17 that is arranged so as to be capable of eccentric rocking (movable eccentrically) and defines a plurality of pump chambers 20 together with the rotor 15 and the adjacent vanes 16, 16, and is accommodated in the pump body 11. From a spring 18 that is a biasing member that constantly biases the cam ring 17 in a direction in which the amount of eccentricity of the cam ring 17 with respect to the center of rotation increases, and the rotor 15 that is slidably disposed on both sides on the inner peripheral side of the rotor 15. And a pair of ring members 19 and 19 having a small diameter. The drive shaft 14, the rotor 15, and the vanes 16 are pump components.

前記ポンプボディ１１は、アルミ合金材によって一体に形成され、図２及び図３にも示すように、ポンプ収容室１３の底面１３ａのほぼ中央位置に、駆動軸１４の一端部を回転自在に支持する軸受孔１１ａが貫通形成されている。また、ポンプボディ１１の内側面となるポンプ収容室１３の内周壁の所定位置には、カムリング１７を揺動自在に支持するピボットピン２４が挿入固定される支持孔１１ｂが形成されている。なお、前記軸受孔１１ａ内には、後述する吐出ポート２２からオイルが供給される通路溝１１ｇの下流側開口端が臨んでいる。   The pump body 11 is integrally formed of an aluminum alloy material, and as shown in FIGS. 2 and 3, one end portion of the drive shaft 14 is rotatably supported at substantially the center position of the bottom surface 13 a of the pump housing chamber 13. A bearing hole 11a is formed to penetrate therethrough. Further, a support hole 11b into which a pivot pin 24 for swingably supporting the cam ring 17 is inserted and fixed is formed at a predetermined position on the inner peripheral wall of the pump housing chamber 13 which is the inner surface of the pump body 11. In the bearing hole 11a, a downstream opening end of a passage groove 11g to which oil is supplied from a discharge port 22 described later faces.

さらに、ポンプ収容室１３の内周壁には、図１に示すように、軸受孔１１ａの中心と支持孔１１ｂの中心とを結ぶ直線（以下「カムリング基準線」という。）Ｍを挟んだ両側に、後述するカムリング１７の外周部に配設される３つのシール部材３０，３０、３０がそれぞれ摺接する第１〜第３シール摺接面１１ｃ，１１ｄ、１１ｅが形成されている。   Further, as shown in FIG. 1, the inner peripheral wall of the pump housing chamber 13 is located on both sides of a straight line (hereinafter referred to as “cam ring reference line”) M connecting the center of the bearing hole 11a and the center of the support hole 11b. First to third seal slidable contact surfaces 11c, 11d, and 11e are formed in which three seal members 30, 30, and 30 disposed on the outer peripheral portion of the cam ring 17 to be described later slidably contact each other.

また、前記ポンプ収容室１３の底面１３ａには、図２及び図３に示すように、軸受孔１１ａの外周域に、前記ポンプ構成体のポンプ作用に伴ってポンプ室２０の内部容積が増大する領域（吸入領域）に開口するように凹状の吸入部である吸入ポート２１と、前記ポンプ構成体のポンプ作用に伴ってポンプ室２０の内部容積が減少する領域（吐出領域）に開口するようにほぼ円弧凹状の吐出部である吐出ポート２２が、それぞれ軸受孔１１ａを挟んでほぼ対向するように切欠形成されている。   Further, as shown in FIGS. 2 and 3, the inner volume of the pump chamber 20 is increased on the bottom surface 13 a of the pump housing chamber 13 in the outer peripheral area of the bearing hole 11 a with the pump action of the pump structure. A suction port 21 which is a concave suction portion so as to open to a region (suction region) and a region (discharge region) where the internal volume of the pump chamber 20 decreases due to the pumping action of the pump structure. The discharge port 22 which is a substantially arc-shaped discharge part is cut out so as to be substantially opposed to each other across the bearing hole 11a.

前記吸入ポート２１の一端部側には、後述するスプリング収容室２８側に延設された吸入孔２１ａがポンプボディ１１の底壁を貫通して外部へと開口形成されている。これにより、前記オイルパン０１に貯留された潤滑油が、ポンプ構成体のポンプ作用に伴って発生する負圧に基づき吸入通路０３と吸入孔２１ａ及び吸入ポート２１を介して前記吸入領域の各ポンプ室２０に吸入されるようになっている。   On one end side of the suction port 21, a suction hole 21 a extending toward the spring accommodating chamber 28 described later is formed so as to pass through the bottom wall of the pump body 11 and open to the outside. As a result, the lubricating oil stored in the oil pan 01 is supplied to each pump in the suction region via the suction passage 03, the suction hole 21a, and the suction port 21 based on the negative pressure generated by the pump action of the pump component. Inhaled into the chamber 20.

前記吐出ポート２２は、図３中の上部位置にポンプボディ１１の底壁を貫通して前記吐出通路０４を介して前記メインオイルギャラリー０５に連通する吐出孔２２ａが開口形成されている。   The discharge port 22 is formed with a discharge hole 22a that penetrates the bottom wall of the pump body 11 and communicates with the main oil gallery 05 through the discharge passage 04 at the upper position in FIG.

かかる構成から、前記ポンプ構成体のポンプ作用により加圧されて前記吐出領域の各ポンプ室２０から吐出されたオイルが、吐出ポート２２及び吐出孔２２ａを介してメインオイルギャラリー０５に供給されて機関内の各摺動部及びバルブタイミング制御装置などに供給されるようになっている。   With this configuration, the oil pressurized by the pumping action of the pump structure and discharged from each pump chamber 20 in the discharge region is supplied to the main oil gallery 05 through the discharge port 22 and the discharge hole 22a to be engine. It is supplied to each sliding portion and valve timing control device.

前記カバー部材１２は、図２に示すように、ほぼ板状を呈し、外側部におけるポンプボディ１１の軸受孔１１ａに対応する位置が円筒状に形成されると共に、この円筒部の内周面に駆動軸１４の他端側を回転自在に支持する軸受孔１２ａが貫通形成されている。このカバー部材１２は、複数のボルト２６によりポンプボディ１１の開口端面に取り付けられている。   As shown in FIG. 2, the cover member 12 has a substantially plate shape, and a position corresponding to the bearing hole 11a of the pump body 11 on the outer side is formed in a cylindrical shape, and on the inner peripheral surface of the cylindrical portion. A bearing hole 12a for rotatably supporting the other end side of the drive shaft 14 is formed. The cover member 12 is attached to the opening end surface of the pump body 11 by a plurality of bolts 26.

なお、カバー部材１２の内側面はほぼ平坦状となっているが、ポンプボディ１１の底面と同様に、前記吸入、吐出ポート２１，２２を形成することも可能である。   Although the inner surface of the cover member 12 is substantially flat, the intake and discharge ports 21 and 22 can be formed in the same manner as the bottom surface of the pump body 11.

前記駆動軸１４は、クランク軸から伝達された回転力によってロータ１５を図１中の時計方向へ回転するように構成されている。   The drive shaft 14 is configured to rotate the rotor 15 in the clockwise direction in FIG. 1 by the rotational force transmitted from the crankshaft.

前記ロータ１５は、図１に示すように、内部中心側から径方向外側へ放射状に形成された前記７つのスリット１５ａが切欠形成されていると共に、該各スリット１５ａの内側基端部には、前記吐出ポート２２に吐出された吐出油を導入する断面ほぼ円形状の背圧室１５ｂがそれぞれ形成されている。これにより、前記各ベーン１６がロータ１５の回転に伴う遠心力と背圧室１５ｂの油圧とによって外方へ押し出されるようになっている。   As shown in FIG. 1, the rotor 15 has the seven slits 15a formed radially from the inner center side radially outward, and the inner base end of each slit 15a includes Back pressure chambers 15b each having a substantially circular cross section for introducing the discharged oil discharged to the discharge port 22 are formed. Thereby, each vane 16 is pushed outward by the centrifugal force accompanying the rotation of the rotor 15 and the hydraulic pressure of the back pressure chamber 15b.

前記各ベーン１６は、各先端面がそれぞれカムリング１７の内周面に摺接すると共に、各基端部の内端面が各リング部材１９，１９の外周面にそれぞれ摺接するようになっている。これによって、機関回転数が低く、前記遠心力や背圧室１５ｂの油圧が小さいときでも、ロータ１５の外周面と、隣接するベーン１６，１６の各内側面と、カムリング１７の内周面と、側壁であるポンプボディ１１のポンプ収容室１３の底面１３ａ及びカバー部材１２の内側面とによって、前記各ポンプ室２０を液密的に画成している。   Each vane 16 has a distal end surface in sliding contact with the inner peripheral surface of the cam ring 17 and an inner end surface of each base end portion in sliding contact with the outer peripheral surfaces of the ring members 19 and 19. As a result, even when the engine speed is low and the centrifugal force or the hydraulic pressure in the back pressure chamber 15b is small, the outer peripheral surface of the rotor 15, the inner surfaces of the adjacent vanes 16 and 16, and the inner peripheral surface of the cam ring 17 The pump chambers 20 are liquid-tightly defined by the bottom surface 13a of the pump housing chamber 13 of the pump body 11 and the inner surface of the cover member 12, which are side walls.

前記カムリング１７は、焼結金属によって円環状に一体形成され、外周部の所定位置に、前記ピボットピン２４に嵌合して偏心揺動支点を構成するほぼ円弧凹状のピボット部１７ａが軸方向に沿って突設されていると共に、該ピボット部１７ａに対しカムリング１７の中心を挟んで反対側の位置に、前記スプリング１８と連係するアーム部１７ｂが径方向に沿って突設されている。   The cam ring 17 is integrally formed of a sintered metal in an annular shape, and a substantially arc-concave pivot portion 17a that is fitted to the pivot pin 24 and constitutes an eccentric rocking fulcrum in a predetermined position on the outer peripheral portion is formed in the axial direction. In addition, the arm portion 17b linked to the spring 18 projects in the radial direction at a position opposite to the pivot portion 17a across the center of the cam ring 17.

ここで、前記ポンプボディ１１内には、前記支持孔１１ｂと反対側の位置に形成された連通部２７を介してポンプ収容室１３と連通するようにスプリング収容室２８が設けられており、このスプリング収容室２８内に前記スプリング１８が収容されている。   Here, a spring housing chamber 28 is provided in the pump body 11 so as to communicate with the pump housing chamber 13 through a communication portion 27 formed at a position opposite to the support hole 11b. The spring 18 is accommodated in the spring accommodating chamber 28.

このスプリング１８は、前記連通部２７を通じてスプリング収容室２８内まで延出する前記アーム部１７ｂの先端部の下面とスプリング収容室２８の底面との間に、所定のセット荷重Ｗをもって弾性保持されている。前記アーム部１７ｂの先端部の下面には、スプリング１８の内周側に係合するほぼ円弧状に形成された支持突起１７ｃが突設されており、該支持突起１７ｃによってスプリング１８の一端が支持されている。   The spring 18 is elastically held with a predetermined set load W between the lower surface of the distal end portion of the arm portion 17 b that extends into the spring accommodating chamber 28 through the communication portion 27 and the bottom surface of the spring accommodating chamber 28. Yes. A support protrusion 17c formed in a substantially arc shape that engages with the inner peripheral side of the spring 18 projects from the lower surface of the tip of the arm portion 17b, and one end of the spring 18 is supported by the support protrusion 17c. Has been.

したがって、前記スプリング１８は、前記ばね荷重Ｗに基づく弾性力をもって、前記アーム部１７ｂを介してカムリング１７を、その偏心量が増大する方向（図１中の時計方向）へ常時付勢するようになっている。これにより、カムリング１７は、非作動時には前記スプリング１８のばね力によってアーム部１７ｂの上面がスプリング収容室２８の上壁下面に形成されたストッパ面２８ａに押し付けられた状態となり、ロータ１５の回転中心に対するその偏心量が最大となる位置に保持されている。   Therefore, the spring 18 always urges the cam ring 17 in the direction in which the eccentric amount increases (clockwise in FIG. 1) via the arm portion 17b with an elastic force based on the spring load W. It has become. As a result, when the cam ring 17 is not in operation, the upper surface of the arm portion 17 b is pressed against the stopper surface 28 a formed on the lower surface of the upper wall of the spring accommodating chamber 28 by the spring force of the spring 18. Is held at a position where the amount of eccentricity with respect to is maximized.

また、前記カムリング１７の外周部には、前記第１〜第３シール摺接面１１ｃ〜１１ｅと対向するように形成された第１〜第３シール面を有する横断面ほぼ三角形状の３つの第１〜第３シール構成部１７ｄ，１７ｅ、１７ｆがそれぞれ突設されている。また、該各シール構成部１７ｄ〜１７ｆの各シール面に、横断面ほぼＵ字形状の第１〜第３シール保持溝が切欠形成され、該各シール保持溝に前記カムリング１７の偏心揺動時に各シール摺接面１１ｃ〜１１ｅに摺接する前記各シール部材３０がそれぞれ収容保持されている。   Further, the outer periphery of the cam ring 17 has three first triangular cross sections having first to third seal surfaces formed so as to face the first to third seal sliding contact surfaces 11c to 11e. 1st-3rd seal | sticker structure parts 17d, 17e, and 17f are each protrudingly provided. In addition, first to third seal holding grooves having a substantially U-shaped cross section are formed in the respective seal surfaces of the respective seal constituting portions 17d to 17f, and the cam ring 17 is caused to be eccentrically oscillated in the respective seal holding grooves. The seal members 30 that are in sliding contact with the seal sliding contact surfaces 11c to 11e are accommodated and held, respectively.

ここで、前記第１〜第３シール面は、それぞれ前記ピボット部１７ａの中心からこれに対応する前記各シール摺接面１１ｃ〜１１ｅを構成する半径Ｒ１〜Ｒ３よりも僅かに小さい所定の半径によって構成されており、該各シール面と前記各シール摺接面１１ｃ〜１１ｅとの間には、それぞれ微小なクリアランスＣが形成されるようになっている。   Here, each of the first to third seal surfaces has a predetermined radius slightly smaller than the radii R1 to R3 constituting the seal sliding contact surfaces 11c to 11e corresponding to the center of the pivot portion 17a. A small clearance C is formed between each seal surface and each seal sliding contact surface 11c to 11e.

前記３つのシール部材３０は、例えば低摩擦特性を有するフッ素系樹脂材によりカムリング１７の軸方向に沿って直線状に細長く形成され、前記各シール保持溝の底部に配設されたゴム製の弾性部材の弾性力により各シール摺接面１１ｃ〜１１ｅに押し付けられるようになっている。これにより、後述する各制御油室３１〜３３の良好な液密性が常時確保されるようになっている。   The three seal members 30 are, for example, made of a fluorine resin material having low friction characteristics and are elongated in a straight line along the axial direction of the cam ring 17, and are made of rubber elastic disposed at the bottom of each seal holding groove. The seal sliding contact surfaces 11c to 11e are pressed against each other by the elastic force of the member. Thereby, the favorable liquid-tightness of each control oil chamber 31-33 mentioned later is always ensured.

そして、前記ポンプ吐出側となるピボット部１７ａ側におけるカムリング１７の外周域には、図１に示すように、ポンプボディ１１の内側面との間に、カムリング１７の外周面と、ピボット部１７ａ、前記各シール部材３０と、ポンプボディ１１の内側面とによって、前記ピボット部１７ａを挟んだ両側に、前述した第１制御油室３１と第２制御油室３２及び第３制御油室３３がそれぞれ画成されている。   As shown in FIG. 1, the outer peripheral surface of the cam ring 17, the pivot portion 17 a, and the inner peripheral surface of the pump body 11 are disposed in the outer peripheral area of the cam ring 17 on the pivot portion 17 a side serving as the pump discharge side. The first control oil chamber 31, the second control oil chamber 32, and the third control oil chamber 33 are respectively provided on both sides of the pivot portion 17a by the seal members 30 and the inner surface of the pump body 11. It is defined.

前記ピボット部１７ａより上側の第１制御油室３１には、前記吐出ポート２２に吐出されたポンプ吐出圧が前記メインオイルギャラリー０５と制御通路３及び供給通路４からポンプボディ１１の側部に形成された第１連通孔２５ａを介して常時供給されるようになっており、この第１制御油室３１に面するカムリング１７の外周面によって構成された第１受圧面３４ａが、前記スプリング１８の付勢力に抗して前記メインオイルギャラリー０５からの油圧を受けて、図６〜図９に示すように、カムリング１７の偏心量を減少させる方向（図１中の反時計方向）へ揺動力（移動力）を付与するようになっている。   In the first control oil chamber 31 above the pivot portion 17a, the pump discharge pressure discharged to the discharge port 22 is formed on the side of the pump body 11 from the main oil gallery 05, the control passage 3 and the supply passage 4. The first pressure receiving surface 34 a formed by the outer peripheral surface of the cam ring 17 facing the first control oil chamber 31 is supplied constantly through the first communication hole 25 a. By receiving hydraulic pressure from the main oil gallery 05 against the urging force, as shown in FIGS. 6 to 9, the swinging force (in the counterclockwise direction in FIG. 1) is reduced in the eccentric amount of the cam ring 17 ( Movement force).

すなわち、この第１制御油室３１は、減少側油室群を構成し、前記第１受圧面３４ａを介してカムリング１７の中心がロータ１５の回転中心と同心に近づく方向、つまり偏心量が減少する方向へカムリング１７を常時作用することによって、このカムリング１７の同心方向の移動量制御に供されている。   That is, the first control oil chamber 31 constitutes a reduction-side oil chamber group, and the center of the cam ring 17 approaches the concentricity with the rotation center of the rotor 15 via the first pressure receiving surface 34a, that is, the amount of eccentricity decreases. The cam ring 17 is always acted in the direction in which the cam ring 17 moves to control the amount of movement of the cam ring 17 in the concentric direction.

前記ピボット部１７ａよりも下側の増大側油室群を構成する第２制御油室３２には、同じくポンプボディ１１の側部に第１連通孔２５ａと平行に貫通形成された第２連通孔２５ｂを介して連通した前記第１給排通路５(制御通路３)の吐出圧が前記第１電磁切換弁４０のオン、オフ作動により適宜導入されるようになっている。   In the second control oil chamber 32 constituting the increasing side oil chamber group below the pivot portion 17a, a second communication hole is also formed in the side portion of the pump body 11 so as to penetrate in parallel with the first communication hole 25a. The discharge pressure of the first supply / exhaust passage 5 (control passage 3) communicated through 25b is appropriately introduced by the on / off operation of the first electromagnetic switching valve 40.

また、この第２制御油室３２に面するカムリング１７の外周面には第２受圧面３４ｂが形成され、この第２受圧面３４ｂに吐出圧を作用させることによって、スプリング１８の付勢力をアシストする方向に作用する力となり、これにより、カムリング１７に対しその偏心量を増大させる方向（図１中の時計方向）へ揺動力（移動力）を付与するようになっている。   Further, a second pressure receiving surface 34b is formed on the outer peripheral surface of the cam ring 17 facing the second control oil chamber 32, and the biasing force of the spring 18 is assisted by applying a discharge pressure to the second pressure receiving surface 34b. Thus, a swinging force (moving force) is applied to the cam ring 17 in a direction (clockwise in FIG. 1) that increases the amount of eccentricity.

前記第２制御油室３２より下側の増大側油室群を構成する第３制御油室３３には、同じくポンプボディ１１の下部の上下方向に沿って貫通形成された第３連通孔２５ｃを介して連通した前記第２給排通路６(制御通路３)の吐出圧が前記第２電磁切換弁５０のオン、オフ作動により前記パイロット弁６０を介して適宜導入されるようになっている。   The third control oil chamber 33 constituting the increase side oil chamber group below the second control oil chamber 32 is provided with a third communication hole 25c that is formed so as to penetrate along the vertical direction of the lower portion of the pump body 11. The discharge pressure of the second supply / exhaust passage 6 (control passage 3) communicated via the pilot valve 60 is appropriately introduced by the on / off operation of the second electromagnetic switching valve 50.

また、この第３制御油室３３に面するカムリング１７の外周面には第３受圧面３４ｃが形成され、この第３受圧面３４ｃに吐出圧を作用させることによって、前記第２受圧面３４ｂと協働してスプリング１８の付勢力をアシストする方向に作用する力となり、これにより、カムリング１７に対しその偏心量を増大させる方向（図１中の時計方向）へ揺動力（移動力）を付与するようになっている。   Further, a third pressure receiving surface 34c is formed on the outer peripheral surface of the cam ring 17 facing the third control oil chamber 33. By applying a discharge pressure to the third pressure receiving surface 34c, the second pressure receiving surface 34b It becomes a force acting in the direction of assisting the urging force of the spring 18 in cooperation, thereby applying a swinging force (moving force) to the cam ring 17 in a direction (clockwise in FIG. 1) to increase the amount of eccentricity. It is supposed to be.

ここで、図１に示すように、前記第２、第３受圧面３４ｂ、３４ｃのそれぞれの受圧面積は、前記第１受圧面３４ａの受圧面積よりも小さく設定されており、第２、第３制御油室３２、３３の各内圧に基づく付勢力とスプリング１８の付勢力とによるカムリング１７の偏心方向の付勢力と、第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力が所定の力関係をもってバランスするように構成され、第２、第３制御油室３２、３３内の各油圧が、前述のように、スプリング１８の付勢力をアシストするようになっている。すなわち、前記第２、第３制御油室３２、３３は、前記第１、第２電磁切換弁４０、５０とパイロット弁６０を介して必要に応じて供給されたポンプ吐出圧を第２、第３受圧面３４ｂ、３４ｃに作用させてスプリング１８の付勢力を適宜アシストすることによって、カムリング１７が偏心する方向への移動量を制御するようになっている。   Here, as shown in FIG. 1, the pressure receiving areas of the second and third pressure receiving surfaces 34b and 34c are set smaller than the pressure receiving areas of the first pressure receiving surface 34a, and The biasing force in the eccentric direction of the cam ring 17 due to the biasing force based on the internal pressures of the control oil chambers 32 and 33 and the biasing force of the spring 18 and the biasing force based on the internal pressure of the first control oil chamber 31 are balanced with a predetermined force relationship. The hydraulic pressures in the second and third control oil chambers 32 and 33 assist the urging force of the spring 18 as described above. That is, the second and third control oil chambers 32 and 33 receive the second and second pump discharge pressures supplied as needed via the first and second electromagnetic switching valves 40 and 50 and the pilot valve 60. 3. The amount of movement of the cam ring 17 in the direction of eccentricity is controlled by acting on the pressure receiving surfaces 34b and 34c to assist the biasing force of the spring 18 as appropriate.

また、前記第１、第２電磁切換弁４０、５０は、内燃機関を制御するコントロールユニットからの励磁電流に基づき機関の運転状態に応じて作動するようになっており、この各電磁切換弁４０、５０を介して前記第１給排通路５と第２連通孔２５ｂ、並びに第２給排通路６と第３連通孔２５ｃとが適宜連通、あるいは連通が遮断されるようになっている。   The first and second electromagnetic switching valves 40 and 50 operate according to the operating state of the engine based on the excitation current from the control unit that controls the internal combustion engine. 50, the first supply / exhaust passage 5 and the second communication hole 25b, and the second supply / exhaust passage 6 and the third communication hole 25c communicate with each other as appropriate, or the communication is blocked.

前記第１、第２電磁切換弁４０、５０は、図１及び図４Ａ，Ｂに示すように、同じ構造の３方向切換弁であるから、以下では便宜上、第１電磁切換弁４０のみについて説明する(符番同じ)。   Since the first and second electromagnetic switching valves 40 and 50 are three-way switching valves having the same structure as shown in FIGS. 1 and 4A and B, only the first electromagnetic switching valve 40 will be described below for convenience. Yes (same number).

すなわち、第１電磁切換弁４０は、前記シリンダブロックの側壁内に形成されたバルブ収容孔に圧入固定され、内部軸方向に作動孔４１ａが形成されたバルブボディ４１と、前記作動孔４１ａの先端部に圧入され、中央に第１給排通路５の下流側と連通したソレノイド開口ポート４２ａが形成されたバルブシート４２と、該バルブシート４２の内側に離着座自在に設けられて、前記ソレノイド開口ポート４２ａを開閉する金属製のボール弁体４３と、バルブボディ４１の一端側に設けられたソレノイドユニット４４と、から主として構成されている。   That is, the first electromagnetic switching valve 40 is press-fitted into a valve housing hole formed in the side wall of the cylinder block, and has a valve body 41 having an operation hole 41a formed in the inner axial direction, and the tip of the operation hole 41a. A valve seat 42 formed with a solenoid opening port 42a that is press-fitted into the center and communicated with the downstream side of the first supply / exhaust passage 5 at the center; It is mainly composed of a metal ball valve body 43 for opening and closing the port 42a and a solenoid unit 44 provided on one end side of the valve body 41.

前記バルブボディ４１は、周壁の上端部側に前記第１給排通路５にソレノイド開口ポート４２ａを介して連通する連通ポート４５が径方向から貫通形成されていると共に、周壁の下端部側には、前記作動孔４１ａと連通するドレンポート４６が径方向から貫通形成されている。   In the valve body 41, a communication port 45 communicating with the first supply / exhaust passage 5 via a solenoid opening port 42a is formed penetrating from the radial direction on the upper end portion side of the peripheral wall, and on the lower end portion side of the peripheral wall. A drain port 46 communicating with the operating hole 41a is formed through from the radial direction.

前記ソレノイドユニット４４は、ケーシングの内部に図外の電磁コイルや固定鉄心や可動鉄心等が収容配置され、該可動鉄心の先端部に、前記作動孔４１ａ内に所定隙間をもって摺動して先端が前記ボール弁体４３を押圧するか、あるいは押圧を解除するプッシュロッド４７が設けられている。   The solenoid unit 44 accommodates a non-illustrated electromagnetic coil, a fixed iron core, a movable iron core, and the like inside the casing, and slides at a tip of the movable iron core with a predetermined gap in the operation hole 41a. A push rod 47 that presses the ball valve body 43 or releases the press is provided.

前記プッシュロッド４７の外周面と前記作動孔４１ａの内周面との間には、前記連通ポート４５とドレンポート４６を適宜連通する筒状通路４８が形成されている。   A cylindrical passage 48 is formed between the outer peripheral surface of the push rod 47 and the inner peripheral surface of the operation hole 41a so as to communicate the communication port 45 and the drain port 46 as appropriate.

前記電磁コイルには、機関のコントロールユニットからオン−オフ的に電流が通電あるいは通電が遮断されるようになっている。   The electromagnetic coil is energized or interrupted on and off from the engine control unit.

つまり、前記ソレノイドユニット４４のコイルにコントロールユニットからオフ信号(非通電)が出力されると、前記可動鉄心が図外のリターンスプリングのばね力によって後退移動してプッシュロッド４７によるボール弁体４３の押圧を解除して前記ソレノイド開口ポート４２ａを開成する(図４Ａ参照)。   That is, when an off signal (non-energized) is output from the control unit to the coil of the solenoid unit 44, the movable iron core is moved backward by the spring force of a return spring (not shown) and the ball valve element 43 is pushed by the push rod 47. The pressure is released and the solenoid opening port 42a is opened (see FIG. 4A).

これにより、図７，図８に示すように、制御通路３からの吐出圧によってボール弁体４３が後退移動して制御通路３と第１給排通路５を連通させて第２制御油室３２に油圧を供給すると同時に、前記筒状通路４８の一端開口を閉塞して該筒状通路４８とドレンポート４６との連通を遮断するようになっている。   As a result, as shown in FIGS. 7 and 8, the ball valve body 43 is moved backward by the discharge pressure from the control passage 3 so that the control passage 3 and the first supply / discharge passage 5 are communicated with each other, and the second control oil chamber 32. At the same time as the hydraulic pressure is supplied, the opening of one end of the cylindrical passage 48 is closed to block communication between the cylindrical passage 48 and the drain port 46.

一方、前記電磁コイルへコントロールユニットからオン信号（通電）が出力されると、可動鉄心がリターンスプリングのばね力に抗して進出移動して前記プッシュロッド４７により前記ボール弁体４３を押圧する(図４Ｂ参照)。これによって、図６、図９に示すように、ボール弁体４３がソレノイド開口ポート４２ａを閉止すると共に、連通ポート４５と筒状通路４８を連通させる。これによって、第２制御油室３２内の油圧が、第１給排通路５から前記連通ポート４５，筒状通路４８及びドレンポート４６、ドレン通路５１を通ってオイルパン０１に排出されるようになっている。   On the other hand, when an ON signal (energization) is output from the control unit to the electromagnetic coil, the movable iron core moves forward against the spring force of the return spring and presses the ball valve body 43 by the push rod 47 ( (See FIG. 4B). Accordingly, as shown in FIGS. 6 and 9, the ball valve body 43 closes the solenoid opening port 42 a and also connects the communication port 45 and the cylindrical passage 48. Thus, the hydraulic pressure in the second control oil chamber 32 is discharged from the first supply / discharge passage 5 to the oil pan 01 through the communication port 45, the cylindrical passage 48, the drain port 46, and the drain passage 51. It has become.

前記第２電磁切換弁５０も第１電磁切換弁４０と同じ作動によって、前記第３制御油室３３へ油圧がパイロット弁６０を介して供給あるいはドレン通路５２から排出されるようになっている。   The second electromagnetic switching valve 50 is also supplied to the third control oil chamber 33 via the pilot valve 60 or discharged from the drain passage 52 by the same operation as the first electromagnetic switching valve 40.

前記コントロールユニットは、機関の油温や水温、機関回転数や負荷等から現在の機関運転状態を検出して、特に機関回転数が所定以下では前記第１、第２電磁切換弁４０、５０の電磁コイルへオン信号（通電）を出力し、所定より高い場合はオフ信号（非通電）を出力するようになっている。   The control unit detects the current engine operating state from the oil temperature and water temperature of the engine, the engine speed and the load, etc. Especially when the engine speed is below a predetermined value, the first and second electromagnetic switching valves 40 and 50 An ON signal (energized) is output to the electromagnetic coil, and an OFF signal (non-energized) is output when the value is higher than a predetermined value.

但し、機関回転数が所定以下でも、機関が高負荷域の場合などには、電磁コイルへオフ信号が出力されて、第２制御油室３２に油圧が供給されるようになっている。   However, even when the engine speed is below a predetermined value, when the engine is in a high load range, an off signal is output to the electromagnetic coil, and hydraulic pressure is supplied to the second control oil chamber 32.

したがって、前記オイルポンプ１０は、基本的に、メインオイルギャラリー０５から油圧が供給される第１制御油室３１の内圧と、スプリング１８のばね付勢力によってカムリング１７の偏心量を制御し、ポンプ駆動時における前記ポンプ室２０の内部容積の変化量を制御することによって、オイルポンプ１０の吐出圧特性を低圧制御する状態と、前記第１、第２電磁切換弁４０、５０により第２、第３制御油室３２、３３の内圧を加えてカムリング１７の偏心量を制御し、オイルポンプ１０の吐出圧特性を中、高圧制御する状態の３種類の吐出圧特性を得るようになっている。   Therefore, the oil pump 10 basically controls the eccentric amount of the cam ring 17 by the internal pressure of the first control oil chamber 31 to which the hydraulic pressure is supplied from the main oil gallery 05 and the spring biasing force of the spring 18 to drive the pump. By controlling the amount of change in the internal volume of the pump chamber 20 at the time, the discharge pressure characteristic of the oil pump 10 is controlled to a low pressure, and the second and third electromagnetic switching valves 40 and 50 are used to control the second and third. The internal pressure of the control oil chambers 32 and 33 is applied to control the amount of eccentricity of the cam ring 17, and three types of discharge pressure characteristics are obtained in which the discharge pressure characteristics of the oil pump 10 are controlled at medium and high pressures.

前記パイロット弁６０は、図５Ａ，Ｂに示すように、円筒状のバルブボディ６１の内部に形成された摺動用孔６２内にスプール弁６３が摺動自在に設けられていると共に、該スプール弁６３を図中上方へ付勢するバルブスプリング６４のばね荷重が与えられた状態でプラグ６５がバルブボディ６１の下部開口端を封止している。   As shown in FIGS. 5A and 5B, the pilot valve 60 includes a spool valve 63 slidably provided in a sliding hole 62 formed in a cylindrical valve body 61, and the spool valve 63. The plug 65 seals the lower opening end of the valve body 61 in a state where the spring load of the valve spring 64 that biases 63 upward in the drawing is applied.

前記バルブボディ６１は、前記摺動用孔６２の軸方向の上端開口に、前記摺動用孔６２より小径なパイロット圧導入ポート６５が形成されており、このパイロット圧導入ポート６５と摺動用孔６２の間の段差テーパ面６１ａが、前記スプール弁６３に対して前記パイロット圧導入ポート６５からの油圧が作用しないときに、該スプール弁６３が前記バルブスプリング６４のばね力によって上方へ付勢されて着座する着座面となっている。   In the valve body 61, a pilot pressure introduction port 65 having a smaller diameter than the sliding hole 62 is formed at the upper end opening in the axial direction of the sliding hole 62, and the pilot pressure introducing port 65 and the sliding hole 62 are separated from each other. When the oil pressure from the pilot pressure introduction port 65 does not act on the spool valve 63, the stepped tapered surface 61a is urged upward by the spring force of the valve spring 64 and seated. It is a seating surface.

前記バルブボディ６１のパイロット圧導入ポート６５には、前記第２給排通路６の前記第２電磁切換弁５０側で分岐したパイロット圧供給通路部６ａが連通している。また、前記摺動用孔６２が臨む周壁には、前記パイロット圧供給通路部６ａの下流側と連通する第１給排ポート６７ａと、前記第２給排通路６の第３制御油室３３側の給排通路部６ｂを介して第３制御油室３３に連通する第２給排ポート６７ｂと、第２給排ポート６７ｂの下側に平行に配置されて、ドレン通路５３に連通するドレンポート６７ｃがそれぞれ径方向に沿って貫通形成されている。さらに、前記ドレンポート６７ｃの下側には、前記スプール弁６３の円滑な摺動を確保する背圧逃がしポート６７ｄが径方向に沿って貫通形成されている。   The pilot pressure introduction port 65 of the valve body 61 communicates with a pilot pressure supply passage portion 6a that branches off on the second electromagnetic switching valve 50 side of the second supply / discharge passage 6. Further, on the peripheral wall facing the sliding hole 62, there are provided a first supply / exhaust port 67a communicating with the downstream side of the pilot pressure supply passage portion 6a, and a third control oil chamber 33 side of the second supply / discharge passage 6. A second supply / discharge port 67b that communicates with the third control oil chamber 33 via the supply / discharge passage portion 6b, and a drain port 67c that is disposed in parallel below the second supply / discharge port 67b and communicates with the drain passage 53. Are penetratingly formed along the radial direction. Further, a back pressure relief port 67d that ensures smooth sliding of the spool valve 63 is formed under the drain port 67c along the radial direction.

前記スプール弁６３は、パイロット圧導入ポート６５側である図中最上端側の第１ランド部６３ａと、該第１ランド部６３ａの下側に形成された小径軸部６３ｂと、該小径軸部６３ｂの下側に形成された第２ランド部６３ｃと、を有している。   The spool valve 63 includes a first land portion 63a on the uppermost end side in the figure on the pilot pressure introduction port 65 side, a small diameter shaft portion 63b formed below the first land portion 63a, and the small diameter shaft portion. And a second land portion 63c formed on the lower side of 63b.

前記第１ランド部６３ａと第２ランド部６３ｃは同径に設定されて、各外周面が前記摺動用孔６２の内周面と微小隙間をもって摺動するようになっている。   The first land portion 63a and the second land portion 63c are set to have the same diameter, and each outer peripheral surface slides with an inner peripheral surface of the sliding hole 62 with a minute gap.

前記第１ランド部６３ａは、ほぼ円柱状に形成されて、上面が前記パイロット圧導入ポート６５に導入された吐出圧を受ける受圧面として構成されていると共に、前記スプール弁６３の上下移動に伴って前記第１給排ポート６７ａを開閉するようになっており、図５Ａに示す最大上昇位置で第１給排ポート６７ａを開いて第２給排ポート６７ｂと連通させ、下降位置で第１給排ポート６７ａを閉止するようになっている。   The first land portion 63a is formed in a substantially cylindrical shape, and its upper surface is configured as a pressure receiving surface that receives the discharge pressure introduced into the pilot pressure introduction port 65, and with the vertical movement of the spool valve 63. The first supply / discharge port 67a is opened and closed, and the first supply / discharge port 67a is opened at the maximum ascending position shown in FIG. 5A to communicate with the second supply / exhaust port 67b. The exhaust port 67a is closed.

前記第２ランド部６３ｃは、スプール弁６３の上下移動に伴って、前記ドレンポート６７ｃを開閉するようになっており、図５Ａに示す最大上昇位置でドレンポート６７ｃを閉止し、図５Ｂに示す所定の下降位置でドレンポート６７ｃを開いて第２給排ポート６７ｂと連通させるようになっている。   The second land portion 63c opens and closes the drain port 67c as the spool valve 63 moves up and down, and closes the drain port 67c at the maximum ascent position shown in FIG. 5A, as shown in FIG. 5B. The drain port 67c is opened at a predetermined lowered position so as to communicate with the second supply / discharge port 67b.

前記小径軸部６３ｂの外周には、テーパ円環状に形成された環状溝６３ｄが形成されている。この環状溝６３ｄは、スプール弁６３の前記上下移動位置に応じて前記第１給排ポート６７ａと第２給排ポート６７ｂを連通させると共に、第２給排ポート６７ｂとドレンポート６７ｃを適宜連通させるようになっている。   An annular groove 63d formed in a tapered annular shape is formed on the outer periphery of the small diameter shaft portion 63b. The annular groove 63d allows the first supply / discharge port 67a and the second supply / discharge port 67b to communicate with each other according to the vertical movement position of the spool valve 63, and allows the second supply / discharge port 67b and the drain port 67c to communicate appropriately. It is like that.

なお、前記バルブスプリング６４は、そのばね力が前記オイルポンプ１０のスプリング１８のばね力よりも小さく設定されている。
〔可変容量形ポンプの作動〕
以下、本実施形態の可変容量形ポンプの作動を、図６〜図９に基づいて説明する。 Note that the spring force of the valve spring 64 is set smaller than the spring force of the spring 18 of the oil pump 10.
[Operation of variable displacement pump]
Hereinafter, the operation of the variable displacement pump of the present embodiment will be described with reference to FIGS.

機関の始動から低回転、低負荷、低油温の運転状態である場合は、オイルポンプ１０は図６に示す第１作動形態となる。この状態では、第１制御油室３１内に常時油圧が供給されているが、第１、第２電磁切換弁４０、５０はコントロールユニットからのオン信号がそれぞれ出力されて通電状態になっているから、図４Ｂに示すように、各連通ポート４５と各ドレンポート４６が連通している。   When the engine is in an operating state of low rotation, low load, and low oil temperature from the start of the engine, the oil pump 10 is in the first operation mode shown in FIG. In this state, the hydraulic pressure is always supplied into the first control oil chamber 31, but the first and second electromagnetic switching valves 40 and 50 are energized by outputting ON signals from the control unit, respectively. 4B, each communication port 45 and each drain port 46 communicate with each other.

一方、前記パイロット弁６０は、機関低回転数で低油圧であることから、図５Ａに示すように、スプール弁６３の上面に僅かな油圧が作用するもののスプリング６４のばね力によってスプール弁６３の第１ランド部６３ａが前記着座面６１ａに着座した状態になっている。このため、第１給排ポート６７ａと第２給排ポート６７ｂが連通していると共に、該第２給排ポート６７ｂが第２電磁切換弁５０の連通ポート４５を介してドレンポート４６に連通している。   On the other hand, since the pilot valve 60 has a low engine speed and a low hydraulic pressure, a slight hydraulic pressure acts on the upper surface of the spool valve 63 as shown in FIG. The first land portion 63a is seated on the seating surface 61a. Therefore, the first supply / discharge port 67a and the second supply / discharge port 67b communicate with each other, and the second supply / discharge port 67b communicates with the drain port 46 via the communication port 45 of the second electromagnetic switching valve 50. ing.

したがって、第２制御油室３２と第３制御油室３３内の油圧は、排出されて低圧状態になっている。   Therefore, the hydraulic pressure in the second control oil chamber 32 and the third control oil chamber 33 is discharged and is in a low pressure state.

よって、ポンプの油圧特性は、機関回転数の上昇に伴って図１０のＰ１に示す低圧状態に制御される。   Therefore, the hydraulic characteristics of the pump are controlled to the low pressure state indicated by P1 in FIG. 10 as the engine speed increases.

次に、機関の負荷や油温が高まり、ピストンにオイルを噴射するオイルジェットの作動が必要な運転状態になると、オイルポンプ１０は、図７に示す第２作動形態となる。つまり、コントロールユニットにより第２電磁切換弁５０にはオン信号(通電)の出力が維持されているが、第１電磁切換弁４０にのみオフ信号(非通電)が出力される。これにより、第１電磁切換弁４０は、図４Ａに示すように、プッシュロッド４７の後退移動に伴いボール弁体４３がソレノイド開口ポート４２ａを開いて連通ポート４５と連通させる。   Next, when the load on the engine and the oil temperature increase and an operation state is required that requires the operation of an oil jet that injects oil to the piston, the oil pump 10 enters the second operation mode shown in FIG. That is, the control unit maintains the output of the on signal (energized) to the second electromagnetic switching valve 50, but outputs the off signal (non-energized) only to the first electromagnetic switching valve 40. As a result, as shown in FIG. 4A, in the first electromagnetic switching valve 40, the ball valve body 43 opens the solenoid opening port 42a and communicates with the communication port 45 as the push rod 47 moves backward.

このため、第３制御油室３３は低圧状態を維持しているが、図７に示すように、第２制御油室３２に吐出油圧が供給されて前記スプリング１８のばね力をアシストするように作用してカムリング１７を時計方向へ僅かに揺動させてカムリング１７の反力と釣り合う。このため、ポンプの油圧特性は、図１０に示すように、Ｐ１より大きなＰ２で制御される。   For this reason, the third control oil chamber 33 maintains a low pressure state, but as shown in FIG. 7, the discharge hydraulic pressure is supplied to the second control oil chamber 32 to assist the spring force of the spring 18. By acting, the cam ring 17 is slightly swung clockwise to balance the reaction force of the cam ring 17. For this reason, the hydraulic characteristics of the pump are controlled at P2 larger than P1, as shown in FIG.

次に、機関が高回転や高油温などで更に高油圧が必要な運転状態になると、オイルポンプ１０は、図８に示す第３作動形態となる。つまり、コントロールユニットによって、第１電磁切換弁４０の他に第２電磁切換弁５０にもオフ信号(非通電)が出力される。これにより、第２電磁切換弁５０も、図４Ｂに示すように、プッシュロッド４７の後退移動に伴いボール弁体４３がソレノイド開口ポート４２ａを開いて連通ポート４５と連通させる。   Next, when the engine enters an operation state that requires a higher hydraulic pressure due to high rotation, high oil temperature, or the like, the oil pump 10 is in the third operation mode shown in FIG. That is, the control unit outputs an off signal (non-energized) to the second electromagnetic switching valve 50 in addition to the first electromagnetic switching valve 40. As a result, as shown in FIG. 4B, the second electromagnetic switching valve 50 also causes the ball valve element 43 to open the solenoid opening port 42 a and communicate with the communication port 45 as the push rod 47 moves backward.

このため、第２制御油室３２と共に第３制御油室３３に吐出油圧が供給されてスプリング１８のばね力をさらにアシストするように作用してカムリング１７を時計方向へさらに僅かに揺動させ、Ｐ２よりさらに大きな油圧Ｐ３’でカムリング１７の反力と釣り合う設定となっている。このため、ポンプの油圧特性は、前記パイロット弁６０が設置されていない状態で、図１０に示すように、Ｐ２よりさらに大きな最大油圧Ｐ３’に制御される。   For this reason, the discharge hydraulic pressure is supplied to the third control oil chamber 33 together with the second control oil chamber 32 and acts to further assist the spring force of the spring 18 to further slightly swing the cam ring 17 in the clockwise direction, The hydraulic pressure P3 ′ that is larger than P2 is set to balance the reaction force of the cam ring 17. Therefore, the hydraulic pressure characteristic of the pump is controlled to a maximum hydraulic pressure P3 'that is larger than P2, as shown in FIG. 10, in a state where the pilot valve 60 is not installed.

このとき、パイロット弁６０は、スプール弁６３の上面にパイロット圧供給通路部６ａから制御通路３(第２給排通路６)の大きな油圧が作用して油圧Ｐ３の状態で、図５Ｂに示すように、スプール弁６３がスプリング６４のばね力に抗して後退移動して、第１ランド部６３ａが第１給排ポート６７ａの開口端を閉止すると共に、環状溝６３ｄを介して第２給排ポート６７ｂとドレンポート６７ｃを連通させる。   At this time, as shown in FIG. 5B, the pilot valve 60 is in the state of the hydraulic pressure P3 due to the large hydraulic pressure of the control passage 3 (second supply / discharge passage 6) acting on the upper surface of the spool valve 63 from the pilot pressure supply passage portion 6a. Further, the spool valve 63 moves backward against the spring force of the spring 64, the first land portion 63a closes the opening end of the first supply / discharge port 67a, and the second supply / discharge is made via the annular groove 63d. The port 67b and the drain port 67c are connected.

このため、第３制御油室３３内の油圧が僅かに低下してカムリング１７を僅かに反時計方向へ揺動させる。したがって、ポンプ吐出圧は、図１０のＰ３’からＰ３に低下するように制御される。   For this reason, the hydraulic pressure in the third control oil chamber 33 is slightly lowered, and the cam ring 17 is slightly swung counterclockwise. Therefore, the pump discharge pressure is controlled so as to decrease from P3 'in FIG. 10 to P3.

この第３作動形態は、本実施形態では最も高いポンプ吐出圧に制御でき、機関の高速回転運転時に使用される場合が多い、この際、オイルパン０１内のオイル中にエアーが混入やキャビティーションによりカムリング１７の内径側の油圧バランスが崩れてカムリング１７が設定外の油圧で揺動してポンプ吐出圧が変動するのを抑制することができる。   This third operation mode can be controlled to the highest pump discharge pressure in this embodiment, and is often used during high-speed rotation operation of the engine. At this time, air is mixed into the oil in the oil pan 01 or the cavity This prevents the hydraulic pressure balance on the inner diameter side of the cam ring 17 from being lost, and the cam ring 17 from being swung by an unset hydraulic pressure to prevent the pump discharge pressure from fluctuating.

次に、図９はオイルポンプ１０の第４作動形態を示し、前記機関の低回転領域から所定回転まで上昇するに伴って、コントロールユニットから第１電磁切換弁４０にオン信号(通電)が出力される一方、第２電磁切換弁５０にオフ信号(非通電)が出力される。このため、第２制御油室３２内の油圧が排出されて低圧になると共に、第３制御油室３３にパイロット弁６０を介してポンプ吐出圧が供給されて内圧が上昇してスプリング１８のばね力をアシストし、図１０に示すポンプ吐出圧Ｐ１よりも大きなＰ４でスプリング１８のばね力と釣り合う。このため、カムリング１７が時計方向（偏心量を増加する方向）へ揺動してポンプ吐出圧をＰ４に制御する。   Next, FIG. 9 shows a fourth operation mode of the oil pump 10, and an ON signal (energization) is output from the control unit to the first electromagnetic switching valve 40 as it rises from a low rotation region of the engine to a predetermined rotation. On the other hand, an off signal (non-energized) is output to the second electromagnetic switching valve 50. For this reason, the hydraulic pressure in the second control oil chamber 32 is discharged to a low pressure, and the pump discharge pressure is supplied to the third control oil chamber 33 via the pilot valve 60 to increase the internal pressure, and the spring of the spring 18 is increased. The force is assisted and balanced with the spring force of the spring 18 at P4 larger than the pump discharge pressure P1 shown in FIG. For this reason, the cam ring 17 is swung in the clockwise direction (the direction in which the amount of eccentricity is increased) to control the pump discharge pressure to P4.

このポンプ吐出圧Ｐ４は、Ｐ３よりも低く、Ｐ２との大小関係は第２制御油室３２，第３制御油室３３の位置と大きさ、すなわち、前記Ｒ２，Ｒ３及び第２，第３受圧面３４ｂ，３４ｃの大きさによって決定される。   The pump discharge pressure P4 is lower than P3, and the magnitude relationship with P2 is the position and size of the second control oil chamber 32 and the third control oil chamber 33, that is, the R2, R3 and the second and third pressure receiving pressures. It is determined by the size of the surfaces 34b, 34c.

前述したオイルポンプ１０の１〜４の作動形態における各制御油室３１〜３３への油圧の給排と、第１、第２電磁切換弁４０，５０への通電、非通電状態、制御油圧との関係を以下の表１に纏めた。   Supply and discharge of hydraulic pressure to the control oil chambers 31 to 33 in the operation modes 1 to 4 of the oil pump 10 described above, energization to the first and second electromagnetic switching valves 40 and 50, non-energized state, control hydraulic pressure, Are summarized in Table 1 below.

Figure 2015169154
Figure 2015169154

この表１からも明らかなように、機関回転数や負荷、機関油温、水温などの状態によって各電磁切換弁４０，５０への通電状態を切り換えることによって、ポンプ吐出圧を、要求油圧に応じて３段階以上に制御することが可能になった。   As is apparent from Table 1, the pump discharge pressure is set according to the required hydraulic pressure by switching the energization state of each electromagnetic switching valve 40, 50 depending on the engine speed, load, engine oil temperature, water temperature, and the like. It has become possible to control in three or more stages.

つまり、ポンプ吐出圧がＰ１となる領域では、バルブタイミング制御装置(ＶＴＣ)などの可変動弁装置の作動に必要な最も低い油圧となり、Ｐ２の領域では、ピストンを冷却するオイルジェットの噴射に必要な油圧となり、さらにＰ３の領域では、機関高回転時にクランクシャフトの軸受けに必要な油圧となっている。また、Ｐ４の領域では、前記オイルジェットの噴射量を２段階にしたい場合など、制御油圧を４段階以上にしたい場合に設定することができる
また、この実施形態では、フィードバック制御を行う必要がないことから制御機構の簡素化が図れる。 That is, in the region where the pump discharge pressure is P1, the lowest hydraulic pressure necessary for the operation of a variable valve device such as a valve timing control device (VTC) is obtained, and in the region of P2, it is necessary for the injection of an oil jet that cools the piston. Further, in the region of P3, the hydraulic pressure is necessary for the bearing of the crankshaft at the time of high engine rotation. Further, in the region of P4, it can be set when the control oil pressure is desired to be four or more, such as when the amount of injection of the oil jet is desired to be two, and in this embodiment, it is not necessary to perform feedback control. Therefore, the control mechanism can be simplified.

さらに、各電磁切換弁４０，５０のコイルの断線などの故障を考慮して、各電磁切換弁４０，５０への非通電時に最も高いＰ３の油圧に設定してあるが、省電力を目的として逆の極性とすることも可能である。
〔第２実施形態〕
図１１は本発明の第２実施形態を示し、オイルポンプ１０の構造や第１制御油室３１が制御通路３に直接連通して常時ポンプ吐出圧が供給されていることなどは、第１実施形態と同じであるが、異なるところは、前記２つの第１、第２電磁切換弁４０，５０を纏めて単一の電磁切換弁７０としたものである。 Furthermore, considering the failure such as the disconnection of the coil of each electromagnetic switching valve 40, 50, it is set to the highest hydraulic pressure of P3 when the electromagnetic switching valve 40, 50 is not energized. A reverse polarity is also possible.
[Second Embodiment]
FIG. 11 shows a second embodiment of the present invention. The structure of the oil pump 10 and the fact that the first control oil chamber 31 communicates directly with the control passage 3 and the pump discharge pressure is always supplied are shown in the first embodiment. Although the same as the embodiment, the difference is that the two first and second electromagnetic switching valves 40 and 50 are combined into a single electromagnetic switching valve 70.

すなわち、この電磁切換弁７０は、図１２Ａ〜Ｃに示すように、５ポート３位置型であって、シリンダブロックに挿入固定されたバルブボディ７１と、該バルブボディ７１の後端部に設けられたソレノイドユニット７２と、を備えている。   That is, as shown in FIGS. 12A to 12C, this electromagnetic switching valve 70 is a 5-port 3-position type, and is provided at a valve body 71 inserted and fixed in a cylinder block, and at a rear end portion of the valve body 71. And a solenoid unit 72.

前記バルブボディ７１は、内部軸方向に形成されたバルブ孔７３内にスプール弁７４が軸方向へ摺動自在に設けられていると共に、周壁には、前記バルブ孔７３の内部と前記制御通路３を連通する供給ポート７５ａが径方向に沿って貫通形成されている。該供給ポート７５ａの軸方向の一側部には、前記第２制御油室３２とバルブ孔７３とを連通させる第１連通ポート７５ｂが径方向へ貫通形成され、軸方向の他側部には、前記第３制御油室３３とバルブ孔７３とを連通させる第２連通ポート７５ｃが径方向へ貫通形成されている。   In the valve body 71, a spool valve 74 is provided in a valve hole 73 formed in the inner axial direction so as to be slidable in the axial direction, and on the peripheral wall, the inside of the valve hole 73 and the control passage 3 are provided. A supply port 75a that communicates with each other is formed penetrating along the radial direction. A first communication port 75b that communicates the second control oil chamber 32 and the valve hole 73 is formed in one side portion in the axial direction of the supply port 75a so as to penetrate in the radial direction. A second communication port 75c for communicating the third control oil chamber 33 and the valve hole 73 is formed penetrating in the radial direction.

また、前記第１連通ポート７５ｂの側部には、ドレンポート７６が形成されており、このドレンポート７６は、バルブ孔７３内を介して前記第１連通ポート７５ｂに前記スプール弁７４の摺動位置に応じて適宜連通すると共に、バルブボディ７１の内部軸方向及び径方向に形成されたドレン通路７７を介して前記第２連通ポート７５ｃに適宜連通するようになっている。   Further, a drain port 76 is formed on the side of the first communication port 75b, and the drain port 76 slides on the spool valve 74 to the first communication port 75b through the valve hole 73. It communicates appropriately depending on the position, and communicates appropriately with the second communication port 75c via a drain passage 77 formed in the internal axial direction and radial direction of the valve body 71.

前記スプール弁７４は、内部軸方向に圧力孔７４ｇが形成されていると共に、外周面の軸方向の中央位置に幅薄の第１ランド部７４ａが設けられ、一端部に前記第１連通ポート７５ｂに対して供給ポート７５ａとドレンポート７６を適宜選択して連通、遮断する第２ランド部７４ｂが設けられている。また、他端部には、第２連通ポート７５ｃとドレン通路７７を適宜連通、遮断する第３ランド部７４ｃが設けられている。前記圧力孔７４ｇは、一端部は軸方向に貫通しているが、先端部側では径方向孔７４ｈを介して前記ドレンポート７６に連通しており、スプール弁７４の軸方向両端部に油圧差の発生を抑制するようになっている。これによって、スプール弁７４が不用意に軸方向へ移動するのを抑制するようになっている。   The spool valve 74 is formed with a pressure hole 74g in the inner axial direction, a thin first land portion 74a is provided at the axial center position of the outer peripheral surface, and the first communication port 75b is provided at one end. On the other hand, a second land portion 74b is provided for selecting and connecting the supply port 75a and the drain port 76 as appropriate. The other end portion is provided with a third land portion 74c for appropriately connecting and blocking the second communication port 75c and the drain passage 77. One end of the pressure hole 74g penetrates in the axial direction, but communicates with the drain port 76 through a radial hole 74h on the tip side, and a hydraulic pressure difference is provided between the axial ends of the spool valve 74. It is designed to suppress the occurrence of. As a result, the spool valve 74 is prevented from inadvertently moving in the axial direction.

また、このスプール弁７４は、前記各ランド部７４ａ〜７４ｃの間には、２つの円筒状の通路溝７４ｄ、７４ｅが形成されていると共に、ソレノイドユニット７２側の先端部にフランジ部７４ｆが一体に設けられている。また、このスプール弁７４は、後端部に弾装された第１バルブスプリング７８によってソレノイドユニット７２の後述するプッシュロッド８５の先端に弾接するように軸方向に付勢されている。   The spool valve 74 is formed with two cylindrical passage grooves 74d and 74e between the land portions 74a to 74c, and a flange portion 74f is integrated with a tip portion on the solenoid unit 72 side. Is provided. The spool valve 74 is urged in the axial direction so as to elastically contact a distal end of a push rod 85 (to be described later) of the solenoid unit 72 by a first valve spring 78 mounted on the rear end portion.

また、スプール弁７４は、先端部に前記フランジ部７４ｆの外周を被嵌状態に配置されたリテーナ７９が軸方向へ摺動自在に設けられている。このリテーナ７９は、横断面ほぼコ字形状に形成されていると共に、一端がバルブ孔７３の先端側の段差部に弾接された第２バルブスプリング８０によってソレノイドユニット７２方向へ付勢されている。   In addition, the spool valve 74 is provided with a retainer 79 disposed at the tip portion so that the outer periphery of the flange portion 74f is fitted in the axial direction. The retainer 79 has a substantially U-shaped cross section, and is biased toward the solenoid unit 72 by a second valve spring 80 having one end elastically contacted with a stepped portion on the tip end side of the valve hole 73. .

前記ソレノイドユニット７２は、円筒状のボディ８１の内部に収容された筒状のコイル８２と、該コイル８２の内周面に固定された有蓋筒状の固定ヨーク８３と、該固定ヨーク８３の内部に摺動自在に設けられた可動プランジャ８４と、該可動プランジャ８４の先端部に一体的に固定されて先端が前記スプール弁７４のフランジ部７４ｆの前端面に当接したプッシュロッド８５と、から主として構成されている。   The solenoid unit 72 includes a cylindrical coil 82 housed in a cylindrical body 81, a covered cylindrical fixed yoke 83 fixed to the inner peripheral surface of the coil 82, and an interior of the fixed yoke 83. A movable plunger 84 provided slidably on the front end, and a push rod 85 that is integrally fixed to the distal end portion of the movable plunger 84 and has a distal end abutting against the front end surface of the flange portion 74f of the spool valve 74. It is mainly composed.

なお、前記コイル８２には、コントロールユニットから５０％、１００％のパルス電流(デューティ比)が通電されるか、あるいは非通電されるようになっている。
〔可変容量形ポンプの作動〕
以下、本実施形態に係る可変容量形ポンプの作動を説明する。まず、機関低回転域において、要求油圧が最も低いＰ１の運転状態では、コントロールユニットから前記電磁切換弁７０のコイル８２に１００％のデューティ電流が出力されて励磁される。このため、図１２Ａに示すように、可動プランジャ８４が最大に左方向へ進出してプッシュロッド８５を介してスプール弁７４を第１、第２バルブスプリング７８、８０のばね力に抗して最大左方向へ移動させる。 The coil 82 is energized or de-energized with 50% and 100% pulse current (duty ratio) from the control unit.
[Operation of variable displacement pump]
Hereinafter, the operation of the variable displacement pump according to the present embodiment will be described. First, in the operating state of P1 where the required oil pressure is the lowest in the low engine speed range, a 100% duty current is output from the control unit to the coil 82 of the electromagnetic switching valve 70 and excited. For this reason, as shown in FIG. 12A, the movable plunger 84 advances to the left in the maximum direction, and the spool valve 74 is maximally resisted against the spring force of the first and second valve springs 78 and 80 via the push rod 85. Move to the left.

これによって、第１ランド部７４ａと第２ランド部７４ｂにより供給ポート７５ａを閉止すると共に、第１連通ポート７５ｂと第２連通ポート７５ｃがそれぞれドレンポート７６に連通される。   Thus, the supply port 75a is closed by the first land portion 74a and the second land portion 74b, and the first communication port 75b and the second communication port 75c are respectively connected to the drain port 76.

この時点での電流とスプール弁７４の変位量の関係は、図１５ の２段目となる。   The relationship between the current at this time and the amount of displacement of the spool valve 74 is the second stage in FIG.

したがって、図１１に示すように、第２制御油室３２と第３制御油室３３内の油圧が排出されて低圧状態となり、第１制御油室３１のみにポンプ吐出圧が供給されることから、第１実施形態の第１作動態様と同じくオイルポンプ１０のポンプ吐出圧は、図１７に示すＰ１の油圧特性となる。   Therefore, as shown in FIG. 11, the hydraulic pressure in the second control oil chamber 32 and the third control oil chamber 33 is discharged to be in a low pressure state, and the pump discharge pressure is supplied only to the first control oil chamber 31. Similarly to the first operation mode of the first embodiment, the pump discharge pressure of the oil pump 10 has the hydraulic pressure characteristic P1 shown in FIG.

次に、オイルジェットの噴射が要求されるような機関の運転状態になると、コントロールユニットから前記電磁切換弁７０のコイル８２に電流が約５０％のデューティ比が出力されて励磁される。このため、図１２Ｂに示すように、可動プランジャ８４が右方向へ後退移動してプッシュロッド８５を介してスプール弁７４を第１、第２バルブスプリング７８、８０のばね力によって軸方向のほぼ中間位置に移動させる。   Next, when the engine is in an operating state where oil jet injection is required, a duty ratio of about 50% current is output from the control unit to the coil 82 of the electromagnetic switching valve 70 and excited. Therefore, as shown in FIG. 12B, the movable plunger 84 moves backward in the right direction, and the spool valve 74 is moved substantially in the axial direction by the spring force of the first and second valve springs 78 and 80 via the push rod 85. Move to position.

これによって、第１ランド部７４ａと第２ランド部７４ｂにより供給ポート７５ａと第１連通ポート７５ｂが連通されると共に、第２連通ポート７５ｃがドレンポート７６に連通した状態が維持される。   Accordingly, the supply port 75a and the first communication port 75b are communicated by the first land portion 74a and the second land portion 74b, and the state where the second communication port 75c is communicated with the drain port 76 is maintained.

この時点での電流とスプール弁７４の変位量の関係は、図１５の１段目となる。   The relationship between the current and the displacement amount of the spool valve 74 at this time is the first stage in FIG.

したがって、図１３に示すように、第３制御油室３３内の油圧のみが排出されて低圧状態となり、第２制御油室３２に油圧が供給されて内圧が高くなることから、第１実施形態の第２作動態様と同じくオイルポンプ１０のポンプ吐出圧は、図１７に示すＰ２の油圧特性となる。   Therefore, as shown in FIG. 13, only the hydraulic pressure in the third control oil chamber 33 is discharged and enters a low pressure state, and the hydraulic pressure is supplied to the second control oil chamber 32 to increase the internal pressure. As in the second operation mode, the pump discharge pressure of the oil pump 10 has the hydraulic characteristic P2 shown in FIG.

次に、機関回転数がさらに上昇すると、コントロールユニットから前記電磁切換弁７０のコイル８２に電流０％のデューティ比(非通電)が出力されて消磁される。このため、図１２Ｃに示すように、可動プランジャ８４が最大右方向へ後退移動してプッシュロッド８５を介してスプール弁７４を第１バルブスプリング７８のばね力によって軸方向の最大右方向の位置に移動させる。   Next, when the engine speed further increases, a duty ratio (non-energization) of 0% current is output from the control unit to the coil 82 of the electromagnetic switching valve 70 and is demagnetized. For this reason, as shown in FIG. 12C, the movable plunger 84 moves backward in the maximum right direction, and the spool valve 74 is moved to the maximum right position in the axial direction by the spring force of the first valve spring 78 via the push rod 85. Move.

これにより、第１ランド部７４ａと第２、第３ランド部７４ｂ、７４ｃにより供給ポート７５ａと第１連通ポート７５ｂ及び第２連通ポート７５ｃが連通されると共に、第２ランド部７４ｂと第３ランド部７４ｃによって両連通ポート７５ｂ、７５ｃとドレンポート７６との連通が遮断される。   As a result, the supply port 75a communicates with the first communication port 75b and the second communication port 75c by the first land portion 74a and the second and third land portions 74b and 74c, and the second land portion 74b and the third land The communication between the communication ports 75b and 75c and the drain port 76 is blocked by the portion 74c.

この時点での電流とスプール弁７４の変位量の関係は、図１５の最下段目となる。   The relationship between the current at this time and the amount of displacement of the spool valve 74 is the lowest level in FIG.

したがって、図１４に示すように、第２、第３制御油室３２，３３の両方に油圧が供給されてそれぞれ内圧が高くなることから、第１実施形態の第３作動態様と同じくオイルポンプ１０のポンプ吐出圧は、図１７に示すＰ３’の高い油圧特性となるが、第１実施形態で説明したように前記パイロット弁６０の作用によって制御油圧はＰ３となる。   Therefore, as shown in FIG. 14, since the hydraulic pressure is supplied to both the second and third control oil chambers 32 and 33 and the internal pressure increases, the oil pump 10 is the same as the third operation mode of the first embodiment. The pump discharge pressure has a high hydraulic pressure characteristic of P3 ′ shown in FIG. 17, but the control hydraulic pressure becomes P3 by the action of the pilot valve 60 as described in the first embodiment.

なお、この状態において、前記スプール弁７４が最大右方向位置に移動している場合は、図１２Ｃに示すように、前記リテーナ７９の底壁とフランジ部７４ｆとの間には、所定のクリアランスＣが形成されるようになっている。   In this state, when the spool valve 74 is moved to the maximum rightward position, a predetermined clearance C is provided between the bottom wall of the retainer 79 and the flange portion 74f as shown in FIG. 12C. Is to be formed.

ここで、図１６に示すように、前記スプール弁７４の変位と前記第１、第２バルブスプリング７８、８０のばね荷重の関係は、段階的な特性となる。以下、図１２と図１６の関係について説明する。   Here, as shown in FIG. 16, the relationship between the displacement of the spool valve 74 and the spring load of the first and second valve springs 78 and 80 is a stepwise characteristic. Hereinafter, the relationship between FIG. 12 and FIG. 16 will be described.

図１２Ｃに示す状態では、前記リテーナ７９の先端縁が第２バルブスプリング８０のばね力でソレノイドユニット７２のボディ８１の前端壁に当接すると共に、フランジ部７４ｆがリテーナ７９に接触していないため、第２バルブスプリング８０のばね力はスプール弁７４には作用せず、第１バルブスプリング７８のばね力のみが作用している。   In the state shown in FIG. 12C, the leading edge of the retainer 79 abuts against the front end wall of the body 81 of the solenoid unit 72 by the spring force of the second valve spring 80, and the flange portion 74f is not in contact with the retainer 79. The spring force of the second valve spring 80 does not act on the spool valve 74, and only the spring force of the first valve spring 78 acts.

そして、第１バルブスプリング７８は、セット荷重が付与されているため、該セット荷重以下ではスプール弁７４は図１６（ｅ）に示すように変位せず、該セット荷重以上となると図１６（ｄ）に示すようにスプリング荷重に比例して変位する。図１６（ｄ）における傾きは、第１バルブスプリング７８のばね定数となる。   Since the first valve spring 78 is applied with a set load, the spool valve 74 does not move below the set load as shown in FIG. ) Displaces in proportion to the spring load. The inclination in FIG. 16D is the spring constant of the first valve spring 78.

図１２Ｂに示す状態では、前記リテーナ７９が前記フランジ部７４ｆに接触するので、第２バルブスプリング８０のばね力もスプール弁７４に作用するようになる。第２バルブスプリング８０についてもセット荷重が付与されている為、第１、第２バルブスプリング７８、８０の荷重合計以下ではスプール弁７４は図１６（ｃ）に示すように変位せず、荷重合計以上で図１６（ｂ）のようにスプリング荷重に比例して変位する。図１６（ｂ）における傾きは、第１、第２バルブスプリング７８、８０を合わせたばね定数となる。
図１２Ａに示す状態では、前記スプール弁７４は第１、第２バルブスプリング７８、８０のばね力に抗して左方向へ移動し前記バルブボディ７１の最奥部に当接して最大変位量の状態、すなわち図１６（ａ）となる。 In the state shown in FIG. 12B, the retainer 79 contacts the flange portion 74 f, so that the spring force of the second valve spring 80 also acts on the spool valve 74. Since the set load is also applied to the second valve spring 80, the spool valve 74 does not displace as shown in FIG. 16 (c) below the total load of the first and second valve springs 78, 80, and the total load As described above, displacement occurs in proportion to the spring load as shown in FIG. The inclination in FIG. 16B is a spring constant obtained by combining the first and second valve springs 78 and 80.
In the state shown in FIG. 12A, the spool valve 74 moves to the left against the spring force of the first and second valve springs 78 and 80 and comes into contact with the innermost part of the valve body 71 to achieve the maximum displacement amount. The state, that is, FIG.

以上、図１６に示すように、スプール弁７４の変位と第１、第２バルブスプリング７８、８０のばね荷重の関係は段階的な特性となるので、リニアソレノイドバルブを用いて電流値、またはＤｕｔｙ比に比例して前記可動プランジャ８４の推力が比例に変化しても、スプール弁７４を段階的に変位させることが可能となり、図１２に示す３種類の位置をとることができる。
〔第３実施形態〕
図１８は第３実施形態を示し、前記第３制御油室を廃止すると共に、前記スプリング収容室２８のストッパ面２８ａと前記アーム部１７ｂの上面との間に、第１制御油室３１と共に減少側油室群を構成する第４制御油室９０が設けられている。 As described above, as shown in FIG. 16, the relationship between the displacement of the spool valve 74 and the spring load of the first and second valve springs 78 and 80 is a stepwise characteristic. Even if the thrust of the movable plunger 84 changes in proportion to the ratio, the spool valve 74 can be displaced stepwise, and the three types of positions shown in FIG. 12 can be taken.
[Third Embodiment]
FIG. 18 shows a third embodiment in which the third control oil chamber is abolished and reduced with the first control oil chamber 31 between the stopper surface 28a of the spring accommodating chamber 28 and the upper surface of the arm portion 17b. A fourth control oil chamber 90 constituting the side oil chamber group is provided.

この第４制御油室９０は、前記吐出通路０４から分岐した第２制御通路９３を介して前記吐出通路０４に連通していると共に、前記第２制御通路９３の途中に設けられた第３電磁切換弁９１を介して供給される内部油圧によって、第１制御油室３１と協働してカムリング１７を反時計方向(偏心量が減少する方向)へ作用させるようになっている。   The fourth control oil chamber 90 communicates with the discharge passage 04 through a second control passage 93 branched from the discharge passage 04, and a third electromagnetic wave provided in the middle of the second control passage 93. The cam ring 17 is caused to act counterclockwise (the direction in which the amount of eccentricity decreases) in cooperation with the first control oil chamber 31 by internal hydraulic pressure supplied via the switching valve 91.

また、第２制御油室３２は、前記第３制御油室を合わせたような大きな容積に形成されていると共に、第１電磁切換弁４０の下流側にパイロット弁６０が設けられている。   Further, the second control oil chamber 32 is formed with a large volume such as the third control oil chamber, and a pilot valve 60 is provided on the downstream side of the first electromagnetic switching valve 40.

前記第４制御油室９０は、図１９に示すように、ポンプボディ１１の底面１３ａをスプリング収容室２８の上端部まで拡大してこの拡大部１３ｂと前記ストッパ面２８ａ及びアーム部１７ｂの上面との間に隔成されている。   As shown in FIG. 19, the fourth control oil chamber 90 expands the bottom surface 13a of the pump body 11 to the upper end of the spring accommodating chamber 28, and expands the expanded portion 13b, the stopper surface 28a, and the upper surfaces of the arm portions 17b. It is divided between.

前記カムリング１７のアーム部１７ｂは、図２０に示すように、上面にアーム部１７ｂの上面全体を制御油室として利用するために、前記ストッパ面２８ａに当接する細長い突起部１７ｇが長手方向に沿って一体に形成されていると共に、先端部に形成されたシール溝１７ｈには、前記第４制御油室９０を液密的に封止するシール部材９２が嵌着保持されている。なお、この第４制御油室９０は、前記第１シール部材３０によって第１制御油室３１との間がシールされている。   As shown in FIG. 20, the arm portion 17b of the cam ring 17 has an elongated projection portion 17g contacting the stopper surface 28a along the longitudinal direction in order to use the entire upper surface of the arm portion 17b as a control oil chamber. In addition, a seal member 92 that seals the fourth control oil chamber 90 in a liquid-tight manner is fitted and held in a seal groove 17 h formed at the tip. The fourth control oil chamber 90 is sealed from the first control oil chamber 31 by the first seal member 30.

前記第３電磁切換弁９１は、前述した第１電磁切換弁４０と同じ構造であるから具体的な説明は省略するが、以下の表２に示すように、コントロールユニットから出力されるオン信号(通電)とオフ信号(非通電)によって逆に制御されるようになっている。つまり、第１電磁切換弁４０は、オン信号が入力されると第２制御油室３２の油圧を排出するようになっているが、第３電磁切換弁９１は、オン信号が入力されると、前記プッシュロッド４７が後退移動してボール弁体４３により、ソレノイド開口ポート４２ａと連通ポート４５が連通して第４制御油室９０に油圧が供給され、オフ信号が入力されると、プッシュロッド４７が押し出されてボール弁体４３により、ソレノイド開口ポート４２ａが閉止されると共に、連通ポート４５とドレンポート４６が連通して第４制御油室９０内の油圧が排出されるようになっている。   Since the third electromagnetic switching valve 91 has the same structure as the first electromagnetic switching valve 40 described above, a specific description thereof will be omitted, but as shown in Table 2 below, an ON signal ( Control is reversed by energization) and off signal (non-energization). That is, the first electromagnetic switching valve 40 discharges the hydraulic pressure in the second control oil chamber 32 when an ON signal is input, while the third electromagnetic switching valve 91 receives an ON signal. When the push rod 47 is moved backward and the ball valve body 43 connects the solenoid opening port 42a and the communication port 45 to supply hydraulic pressure to the fourth control oil chamber 90 and an off signal is input, the push rod 47 is pushed out, the ball valve body 43 closes the solenoid opening port 42a, and the communication port 45 and the drain port 46 communicate with each other so that the hydraulic pressure in the fourth control oil chamber 90 is discharged. .

Figure 2015169154
Figure 2015169154

したがって、機関低回転域では、図２１に示すように、第３電磁切換弁９１にオン信号が出力されて第４制御油室９０に油圧が供給される一方、第１電磁切換弁４０にもオン信号が出力されて第２制御油室３２内の油圧が排出される。このため、オイルポンプ１０の制御油圧は図１０に示すＰ１に制御される。   Accordingly, in the low engine speed range, as shown in FIG. 21, an ON signal is output to the third electromagnetic switching valve 91 and the hydraulic pressure is supplied to the fourth control oil chamber 90, while the first electromagnetic switching valve 40 is also supplied. An ON signal is output and the hydraulic pressure in the second control oil chamber 32 is discharged. For this reason, the control hydraulic pressure of the oil pump 10 is controlled to P1 shown in FIG.

機関回転数が上昇すると、第３電磁切換弁９１にオフ信号が出力される一方、第１電磁切換弁４０にはオン信号の出力が維持される。したがって、図２２に示すように、第４制御油室９０と第２制御油室３２内の油圧がそれぞれ排出され、第１制御油室３１のみに油圧が供給される。このため、オイルポンプ１０の吐出圧は図１０に示すＰ２に制御される。   When the engine speed increases, an off signal is output to the third electromagnetic switching valve 91, while an on signal output is maintained at the first electromagnetic switching valve 40. Therefore, as shown in FIG. 22, the hydraulic pressures in the fourth control oil chamber 90 and the second control oil chamber 32 are discharged, and the hydraulic pressure is supplied only to the first control oil chamber 31. For this reason, the discharge pressure of the oil pump 10 is controlled to P2 shown in FIG.

機関回転数がさらに上昇すると、第３電磁切換弁９１にオフ信号が維持されている一方、第１電磁切換弁４０にはオフ信号が出力される。したがって、図２０，図２３に示すように、第４制御油室９０内の油圧は排出されて、第２制御油室３２内に油圧が供給される。このため、オイルポンプ１０の吐出圧は、前述した場合と同じく図１０に示すＰ３(Ｐ３’)に制御される。   When the engine speed further increases, an off signal is maintained in the third electromagnetic switching valve 91, while an off signal is output to the first electromagnetic switching valve 40. Accordingly, as shown in FIGS. 20 and 23, the hydraulic pressure in the fourth control oil chamber 90 is discharged, and the hydraulic pressure is supplied into the second control oil chamber 32. For this reason, the discharge pressure of the oil pump 10 is controlled to P3 (P3 ') shown in FIG.

また、第３電磁切換弁９１にオン信号が出力され、第１電磁切換弁４０のオフ信号が出力されると、前記第１、第２、第４制御油室３１，３２、９０のそれぞれに油圧が供給されることから、オイルポンプ１０の吐出圧は図１０に示すＰ４に制御される。   Further, when an ON signal is output to the third electromagnetic switching valve 91 and an OFF signal of the first electromagnetic switching valve 40 is output, each of the first, second, and fourth control oil chambers 31, 32, 90 is supplied. Since the hydraulic pressure is supplied, the discharge pressure of the oil pump 10 is controlled to P4 shown in FIG.

したがって、前記第１実施形態と同様な作用効果が得られる。
〔第４実施形態〕
図２４は第４実施形態を示し、前記第１実施形態におけるオイルポンプ１０の構造に、第３実施形態の前記第４制御油室９０と第３電磁切換弁９１を加えたものである。つまり、アシスト側の第２、第３制御油室３２，３３と作動側の第１、第４制御油室３１、９０の４つの制御油室が設けられている。 Therefore, the same effect as that of the first embodiment can be obtained.
[Fourth Embodiment]
FIG. 24 shows a fourth embodiment, in which the fourth control oil chamber 90 and the third electromagnetic switching valve 91 of the third embodiment are added to the structure of the oil pump 10 in the first embodiment. That is, there are provided four control oil chambers of the assist side second and third control oil chambers 32 and 33 and the operation side first and fourth control oil chambers 31 and 90.

また、前記第１給排通路５と第２給排通路６及び第２制御通路９３には、それぞれ第１電磁切換弁４０、第２電磁切換弁５０及び第３電磁切換弁９１が設けられていると共に、第２電磁切換弁５０の下流側にはパイロット弁６０が設けられている。   The first supply / discharge passage 5, the second supply / discharge passage 6, and the second control passage 93 are provided with a first electromagnetic switching valve 40, a second electromagnetic switching valve 50, and a third electromagnetic switching valve 91, respectively. In addition, a pilot valve 60 is provided on the downstream side of the second electromagnetic switching valve 50.

そして、機関回転数の変化に応じて各電磁切換弁４０，５０、９０をオン−オフ制御することによって、以下の表３に示すように、オイルポンプ１０を６つの作動形態で制御して、図２５に示すようなオイルポンプ１０の吐出圧を制御するようになっている。   And by controlling on-off each electromagnetic switching valve 40, 50, 90 according to the change of engine speed, as shown in Table 3 below, the oil pump 10 is controlled in six operation modes, The discharge pressure of the oil pump 10 as shown in FIG. 25 is controlled.

Figure 2015169154
Figure 2015169154

すなわち、機関低回転域では、第３電磁切換弁９１にオン信号が出力されて第４制御油室９０に油圧が供給される一方、第１電磁切換弁４０にもオン信号が出力されて第２制御油室３２内の油圧が排出される。さらに、第２電磁切換弁にもオン信号が出力されて第３制御油室内の油圧が排出される(第２作動形態)。このため、オイルポンプ１０の吐出圧は図２５に示すＰ１に制御される。   That is, in the low engine speed range, an ON signal is output to the third electromagnetic switching valve 91 and the hydraulic pressure is supplied to the fourth control oil chamber 90, while an ON signal is also output to the first electromagnetic switching valve 40 and 2 The hydraulic pressure in the control oil chamber 32 is discharged. Further, an ON signal is also output to the second electromagnetic switching valve, and the hydraulic pressure in the third control oil chamber is discharged (second operation mode). For this reason, the discharge pressure of the oil pump 10 is controlled to P1 shown in FIG.

機関回転数が所定回転まで上昇すると、第３電磁切換弁９１にオフ信号が出力される一方、第１電磁切換弁４０にはオフ信号が出力され、第２電磁切換弁５０にはオン信号の出力が維持される。したがって、第４制御油室９０と第３制御油室３３内の油圧が排出されて低圧になると共に、第２制御油室３２内にも第１制御油室３１と同じく油圧が供給される(第３作動形態)。このため、オイルポンプ１０の吐出圧は図２５に示すＰ２に制御される。   When the engine speed increases to a predetermined value, an off signal is output to the third electromagnetic switching valve 91, an off signal is output to the first electromagnetic switching valve 40, and an on signal is output to the second electromagnetic switching valve 50. Output is maintained. Accordingly, the hydraulic pressure in the fourth control oil chamber 90 and the third control oil chamber 33 is discharged and becomes low pressure, and the second control oil chamber 32 is also supplied with hydraulic pressure in the same manner as the first control oil chamber 31 ( (3rd operation form). For this reason, the discharge pressure of the oil pump 10 is controlled to P2 shown in FIG.

機関回転数がさらに上昇すると、第３電磁切換弁９１にオフ信号が維持されている一方、第１電磁切換弁４０にはオフ信号が出力されると共に、第２電磁切換弁５０にもオフ信号が出力される。したがって、第４制御油室９０内に油圧が排出された状態を維持するが第２制御油室３２の他に第３制御油室３３にも油圧が供給される(第４作動形態)。このため、オイルポンプ１０の吐出圧は、図２５のＰ３(Ｐ３’)に示すように、前記図１０に示すＰ３(Ｐ３’)と同じく最大吐出圧に制御される。   When the engine speed further increases, an off signal is maintained at the third electromagnetic switching valve 91, while an off signal is output to the first electromagnetic switching valve 40 and an off signal is also output to the second electromagnetic switching valve 50. Is output. Accordingly, while the hydraulic pressure is discharged into the fourth control oil chamber 90, the hydraulic pressure is supplied to the third control oil chamber 33 in addition to the second control oil chamber 32 (fourth operation mode). For this reason, the discharge pressure of the oil pump 10 is controlled to the maximum discharge pressure as shown by P3 (P3 ') in FIG. 10, as indicated by P3 (P3') in FIG.

また、機関回転数が所定回転数に変化することによって、例えば、第３電磁切換弁９１にオフ信号が出力されて、第１電磁切換弁４０にオン信号が出力され、さらに第２電磁切換弁５０にもオン信号が出力されると、第２〜４制御油室３２，３３、９０内の油圧が排出される(第１作動形態)。このため、オイルポンプ１０の吐出圧は、図２５に示すように、前記前記Ｐ１よりも大きくＰ２よりも小さなＰ４の油圧に制御される。   Further, when the engine speed changes to a predetermined speed, for example, an off signal is output to the third electromagnetic switching valve 91, an on signal is output to the first electromagnetic switching valve 40, and the second electromagnetic switching valve is further output. When the ON signal is also output to 50, the hydraulic pressure in the second to fourth control oil chambers 32, 33, 90 is discharged (first operation mode). Therefore, as shown in FIG. 25, the discharge pressure of the oil pump 10 is controlled to a hydraulic pressure of P4 that is larger than the P1 and smaller than P2.

さらに異なる機関回転数になると、例えば、第３電磁切換弁９１にオン信号が出力されると共に、第１電磁切換弁４０にオフ信号が出力されて、さらに第２電磁切換弁５０にオン信号が出力されると、前記第４制御油室９０と第２制御油室３２にそれぞれ油圧が供給され、第３制御油室３３内の油圧が排出される(第５作動形態)。   When the engine speed is further different, for example, an ON signal is output to the third electromagnetic switching valve 91, an OFF signal is output to the first electromagnetic switching valve 40, and an ON signal is further output to the second electromagnetic switching valve 50. When output, the hydraulic pressure is supplied to the fourth control oil chamber 90 and the second control oil chamber 32, respectively, and the hydraulic pressure in the third control oil chamber 33 is discharged (fifth operation mode).

このため、オイルポンプ１０の吐出圧は、図２５に示すように、Ｐ４よりも大きくＰ２よりも小さなＰ５の油圧に制御される。   For this reason, as shown in FIG. 25, the discharge pressure of the oil pump 10 is controlled to a hydraulic pressure of P5 that is larger than P4 and smaller than P2.

さらに異なる機関回転数になると、例えば、第３電磁切換弁９１にオン信号が出力されると共に、第１電磁切換弁４０と第２電磁切換弁５０にオフ信号が出力されると、前記第４制御油室９０に油圧が供給され、第２制御油室３２と第３制御油室３３内にも油圧が供給される(第６作動形態)。   When the engine speed is further different, for example, when an ON signal is output to the third electromagnetic switching valve 91 and an OFF signal is output to the first electromagnetic switching valve 40 and the second electromagnetic switching valve 50, Hydraulic pressure is supplied to the control oil chamber 90, and hydraulic pressure is also supplied to the second control oil chamber 32 and the third control oil chamber 33 (sixth operation mode).

このため、オイルポンプ１０の吐出圧は、図２５に示すように、Ｐ２よりも大きくＰ３よりも小さなＰ６の油圧に制御される。   Therefore, as shown in FIG. 25, the discharge pressure of the oil pump 10 is controlled to a hydraulic pressure of P6 that is larger than P2 and smaller than P3.

したがって、この第４実施形態では、機関回転数の変化に応じてオイルポンプ１０の吐出圧を６段階(７段階)に制御することが可能になる。   Therefore, in the fourth embodiment, the discharge pressure of the oil pump 10 can be controlled in six steps (seven steps) in accordance with the change in the engine speed.

また、第１、第２電磁切換弁４０、５０の故障などの異常時においては、機関高回転、高負荷、高油温の状態でポンプ吐出圧は高圧制御とするようにフェールセーフを考える必要がある。すなわち、まず、各電磁切換弁４０、５０のコイルやハーネスの断線などの故障時には第２、第３制御油室３２、３３へ油圧が導入されるように、各コイルは非通電でそれぞれのソレノイド開ロポート４２ａと連通ポート４５が連通する構成としている。   Further, in the event of an abnormality such as a failure of the first and second electromagnetic switching valves 40, 50, it is necessary to consider fail-safe so that the pump discharge pressure is controlled at a high pressure in a state of high engine speed, high load, and high oil temperature. There is. That is, first, each coil is de-energized so that the hydraulic pressure is introduced into the second and third control oil chambers 32 and 33 at the time of failure such as the disconnection of the coils of the electromagnetic switching valves 40 and 50 and the harness. The open port 42a and the communication port 45 communicate with each other.

本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば、制御油室をさらに増加してオイルポンプ１０の細かな吐出圧制御を行うことも可能である。   The present invention is not limited to the configuration of each of the embodiments described above. For example, the control oil chamber can be further increased to perform fine discharge pressure control of the oil pump 10.

前記実施形態から把握される前記請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。
〔請求項ａ〕請求項４に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記制御機構は、電磁切換弁であることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｂ〕請求項５に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記電磁切換弁は、一つのみであることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｃ〕請求項２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側油室群と増大側油室群が有する制御油室が合計４つであることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｄ〕請求項５に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側、増大側油室群は、それぞれ２つの制御油室を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｅ〕請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側、増大側油室群のそれぞれの制御油室は、前記可動部材の外周側に設けられていることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｆ〕請求項ｅに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側、増大側油室群は、前記可動部材の外周に設けられた揺動支点によって隔成されていることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｇ〕請求項７に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側油室群の制御油室に吐出オイルが供給される一方、前記増大側油室群の一方の制御油室に吐出オイルが供給され、他方の制御油室にオイルが給排されることにより、３段階制御を行うことを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｈ〕請求項ｇに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記３段階制御は、前記ポンプ吐出圧の圧力状態で、１段目を可変動弁装置の駆動源とし、２段目を内燃機関のピストンにオイルを供給するオイルジェットへの供給とし、３段目をクランクシャフトの軸受けに対する供給として、それぞれの要求油圧に応じて制御することを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｉ〕請求項８に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側油室群の制御油室に吐出オイルが供給され、前記増大側油室群の各制御油室に吐出オイルが給排されることによって、４段階制御を行うことを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｊ〕請求項ｉに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記４段階制御は、前記ポンプ吐出圧の圧力状態で、１段目を可変動弁装置の駆動源とし、２段目を内燃機関のピストンにオイルを供給するオイルジェットへの第１状態とし、３段目を該オイルジェットの第２状態、４段目をクランクシャフトの軸受けに対する供給として、それぞれの要求油圧に応じて制御することを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｋ〕請求項８に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側油室群の一方の制御油室に吐出オイルが供給され、他方の制御油室にオイルが給排されると共に、前記増大側油室群の各制御油室にオイルが供給されることによって４段階制御を行うことを特徴とする可変容量形ポンプ。 The technical ideas of the invention other than the claims ascertained from the embodiment will be described below.
[Claim a] In the variable displacement pump according to claim 4,
The variable displacement pump characterized in that the control mechanism is an electromagnetic switching valve.
[Claim b] The variable displacement pump according to claim 5,
The variable displacement pump characterized in that there is only one electromagnetic switching valve.
[Claim c] In the variable displacement pump according to claim 2,
A variable displacement pump characterized in that the reduction-side oil chamber group and the increase-side oil chamber group have a total of four control oil chambers.
[Claim d] In the variable displacement pump according to claim 5,
Each of the reduction-side and increase-side oil chamber groups has two control oil chambers.
(Claim e) In the variable displacement pump according to claim 1,
The variable displacement pump according to claim 1, wherein the control oil chambers of the decrease side and increase side oil chamber groups are provided on the outer peripheral side of the movable member.
[Claim f] In the variable displacement pump according to claim e,
The variable displacement pump according to claim 1, wherein the decrease side and increase side oil chamber groups are separated by a swing fulcrum provided on an outer periphery of the movable member.
[Claim g] In the variable displacement pump according to claim 7,
Discharged oil is supplied to the control oil chamber of the decrease side oil chamber group, while discharge oil is supplied to one control oil chamber of the increase side oil chamber group, and oil is supplied to and discharged from the other control oil chamber. Thus, a variable displacement pump characterized by performing three-stage control.
(Claim h) In the variable displacement pump according to claim g,
In the three-stage control, in the pressure state of the pump discharge pressure, the first stage is a drive source for the variable valve gear, the second stage is a supply to an oil jet that supplies oil to the piston of the internal combustion engine, A variable displacement pump characterized in that the eyes are supplied to the crankshaft bearing according to the required hydraulic pressure.
(Claim i) In the variable displacement pump according to claim 8,
The variable is characterized in that the discharge oil is supplied to the control oil chambers of the decrease side oil chamber group and the discharge oil is supplied to and discharged from the control oil chambers of the increase side oil chamber group to perform four-stage control. Capacity type pump.
[Claim j] The variable displacement pump according to claim i,
In the four-stage control, in the pressure state of the pump discharge pressure, the first stage is a drive source for the variable valve operating apparatus, and the second stage is a first state for an oil jet that supplies oil to the piston of the internal combustion engine. A variable displacement pump characterized in that the third stage is supplied to the second state of the oil jet and the fourth stage is supplied to the bearing of the crankshaft, and is controlled according to the required hydraulic pressure.
(Claim k) In the variable displacement pump according to claim 8,
Discharged oil is supplied to one control oil chamber of the decrease side oil chamber group, oil is supplied to and discharged from the other control oil chamber, and oil is supplied to each control oil chamber of the increase side oil chamber group. A variable displacement pump characterized by performing four-stage control.

０４…吐出通路
０５…メインオイルギャラリー
３…制御通路
４…供給通路
５…第１給排通路
６…第２給排通路
１０…オイルポンプ
１１…ポンプボディ
１２…カバー部材
１３…ポンプ収容室
１４…駆動軸(ポンプ構成体)
１５…ロータ(ポンプ構成体)
１６…ベーン(ポンプ構成体)
１７…カムリング(可動部材)
１８…スプリング（付勢機構）
２０…ポンプ室
２１…吸入ポート（吸入部）
２２…吐出ポート（吐出部）
２５ａ…第１連通孔
２５ｂ…第２連通孔
２５ｃ…第３連通孔
３１…第１制御油室(減少側油室群)
３２…第２制御油室(増大側油室群)
３３…第３制御油室(増大側油室群)
４０…第１電磁切換弁（切換機構）
５０…第２電磁切換弁(切換機構)
６０…パイロット弁
９０…第４制御油室(減少側油室群)
９１…第３電磁切換弁 04 ... discharge passage 05 ... main oil gallery 3 ... control passage 4 ... supply passage 5 ... first supply / discharge passage 6 ... second supply / discharge passage 10 ... oil pump 11 ... pump body 12 ... cover member 13 ... pump housing chamber 14 ... Drive shaft (pump component)
15 ... Rotor (pump component)
16 ... Vane (pump component)
17 ... Cam ring (movable member)
18 ... Spring (biasing mechanism)
20 ... Pump chamber 21 ... Suction port (suction part)
22: Discharge port (discharge part)
25a ... 1st communicating hole 25b ... 2nd communicating hole 25c ... 3rd communicating hole 31 ... 1st control oil chamber (decrease side oil chamber group)
32. Second control oil chamber (increase side oil chamber group)
33 ... Third control oil chamber (increase side oil chamber group)
40. First electromagnetic switching valve (switching mechanism)
50 ... Second electromagnetic switching valve (switching mechanism)
60 ... Pilot valve 90 ... Fourth control oil chamber (reduction side oil chamber group)
91 ... Third electromagnetic switching valve

Claims (9)

複数のポンプ室の容積が変化して吸入部から吸入されたオイルを吐出部から吐出するポンプ構成体と、
可動部材が移動することによって前記複数のポンプ室の容積変化量を変化させる可変機構と、
セット荷重が付与された状態で設けられ、前記複数のポンプ室の容積変化量が増大する方向へ前記可動部材を付勢する付勢機構と、
前記吐出部から吐出されるオイルが供給されることによって、前記複数のポンプ室の容積変化量を減少させる方向への力を前記可動部材に作用させる少なくとも１つ以上の制御油室から構成される減少側油室群と、
前記吐出部から吐出されるオイルを供給することによって、前記複数のポンプ室の容積変化量を増大させる方向への力を前記可動部材に作用させる少なくとも１つ以上の制御油室から構成される増大側油室群と、
前記減少側、増大側油室群の各制御油室へ供給される吐出オイルの供給量を制御する制御機構と、
を備え、
前記減少側油室群と増大側油室群が有する制御油室の合計が少なくとも３つ以上であることを特徴とする可変容量形ポンプ。 A pump structure for discharging the oil sucked from the suction portion by changing the volumes of the plurality of pump chambers from the discharge portion;
A variable mechanism for changing a volume change amount of the plurality of pump chambers by moving a movable member;
An urging mechanism that is provided in a state in which a set load is applied and urges the movable member in a direction in which a volume change amount of the plurality of pump chambers increases;
Consists of at least one control oil chamber that applies force to the movable member in a direction to reduce the volume change amount of the plurality of pump chambers by supplying oil discharged from the discharge section. Decrease side oil chamber group,
An increase composed of at least one control oil chamber that applies a force in the direction of increasing the volume change amount of the plurality of pump chambers to the movable member by supplying the oil discharged from the discharge portion. A side oil chamber group;
A control mechanism for controlling the supply amount of the discharge oil supplied to each control oil chamber of the decrease side and increase side oil chamber group;
With
A variable displacement pump characterized in that a total of at least three control oil chambers included in the reduction-side oil chamber group and the increase-side oil chamber group is at least three. 請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側油室群と増大側油室群が有する制御油室が、合計３つであることを特徴とする可変容量形ポンプ。 The variable displacement pump according to claim 1, wherein
A variable displacement pump characterized in that the reduction side oil chamber group and the increase side oil chamber group have a total of three control oil chambers. 請求項２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側油室群は１つの制御油室を有し、前記増大側油室群は２つの制御油室を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。 The variable displacement pump according to claim 2,
2. The variable displacement pump according to claim 1, wherein the decrease side oil chamber group has one control oil chamber, and the increase side oil chamber group has two control oil chambers. 請求項３に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記制御機構は、励磁電流に基づいて前記増大側油室群の各制御油室に対する吐出オイルの供給あるいは排出の切り換えを行うことを特徴とする可変容量形ポンプ。 The variable displacement pump according to claim 3,
The variable displacement pump characterized in that the control mechanism switches supply or discharge of discharge oil to each control oil chamber of the increase side oil chamber group based on an excitation current. 請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側油室群は２つの制御油室を有し、前記増大側油室群は１つの制御油室を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。 The variable displacement pump according to claim 1, wherein
2. The variable displacement pump according to claim 1, wherein the decrease side oil chamber group has two control oil chambers, and the increase side oil chamber group has one control oil chamber. 内燃機関により回転駆動されることによって複数のポンプ室の容積が変化して吸入部から吸入されたオイルを吐出部から吐出するポンプ構成体と、
可動部材が移動することによって前記複数のポンプ室の容積変化量を変化させる可変機構と、
セット荷重が付与された状態で設けられ前記複数のポンプ室の容積変化量が増大する方向へ前記可動部材を付勢する付勢機構と、
前記吐出部から吐出されるオイルが供給されることによって、前記複数のポンプ室の容積変化量を減少させる方向への力を前記可動部材に作用させる少なくとも１つ以上の制御油室から構成される減少側油室群と、
前記吐出部から吐出されるオイルを供給することによって、前記複数のポンプ室の容積変化量を増大させる方向への力を前記可動部材に作用させる少なくとも１つ以上の制御油室から構成される増大側油室群と、
前記減少側、増大側油室群の各制御油室へ供給される吐出オイルの供給量を制御する制御機構と、
を備え、
前記内燃機関の回転数に対するポンプ吐出圧を３段階以上の多段階に制御可能とし、前記内燃機関の回転数の上昇に伴ってポンプ吐出圧を段階的に上昇させるように形成したことを特徴とする可変容量形ポンプ。 A pump structure that discharges oil sucked in from a suction portion by changing the volumes of a plurality of pump chambers by being rotationally driven by an internal combustion engine;
A variable mechanism for changing a volume change amount of the plurality of pump chambers by moving a movable member;
An urging mechanism for urging the movable member in a direction in which a volume change amount of the plurality of pump chambers is increased in a state where a set load is applied;
Consists of at least one control oil chamber that applies force to the movable member in a direction to reduce the volume change amount of the plurality of pump chambers by supplying oil discharged from the discharge section. Decrease side oil chamber group,
An increase composed of at least one control oil chamber that applies a force in the direction of increasing the volume change amount of the plurality of pump chambers to the movable member by supplying the oil discharged from the discharge portion. A side oil chamber group;
A control mechanism for controlling the supply amount of the discharge oil supplied to each control oil chamber of the decrease side and increase side oil chamber group;
With
The pump discharge pressure with respect to the rotational speed of the internal combustion engine can be controlled in multiple stages of three or more stages, and the pump discharge pressure is increased stepwise as the rotational speed of the internal combustion engine increases. Variable displacement pump. 請求項６に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記多段階制御は、３段階に制御可能であることを特徴とする可変容量形ポンプ。 The variable displacement pump according to claim 6,
The variable displacement pump characterized in that the multistage control can be controlled in three stages. 請求項６に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記多段階制御は、４段階に制御可能であることを特徴とする可変容量形ポンプ。 The variable displacement pump according to claim 6,
The variable displacement pump characterized in that the multistage control can be controlled in four stages. 内燃機関によって回転駆動されるロータと、
該ロータの外周にスリットを介して出没自在に設けられた複数のベーンと、
前記ロータとベーンが内部に収容され、内径中心が前記ロータの回転中心と偏心して配置され、前記ロータとベーンを介して内部に複数のポンプ室を隔成すると共に、移動することによって偏心量が変化してポンプ容量を変化させるカムリングと、
前記ロータの回転で容積が増大する前記ポンプ室に開口する吸入部と、
前記ロータの回転で容積が減少する前記ポンプ室に開口する吐出部と、
セット荷重が付与された状態で設けられ、前記ロータの回転中心に対して偏心量が大きくなる方向へ前記カムリングを付勢する付勢部材と、
前記吐出部から吐出圧が導入されることによって前記付勢部材の付勢力に抗して前記カムリングを偏心量が小さくなる方向へ移動させる力を前記カムリングに付与する少なくとも１つ以上の制御油室から構成される減少側油室と、
前記吐出部から吐出圧が導入されることによって、前記付勢部材の付勢力と協働して前記カムリングを偏心量が大きくなる方向へ移動させる力を前記カムリングに付与する少なくとも１つ以上の制御油室から構成される増大側油室群と、
前記減少側、増大側油室群の各制御油室への前記吐出圧の導入を制御する制御機構と、
を備え、
前記減少側油室群と増大側油室群が有する制御油室の合計が少なくとも３つ以上であることを特徴とする可変容量形ポンプ。 A rotor driven to rotate by an internal combustion engine;
A plurality of vanes provided on the outer periphery of the rotor so as to be able to appear and disappear through slits;
The rotor and the vane are accommodated inside, the center of the inner diameter is arranged eccentrically with the rotation center of the rotor, and a plurality of pump chambers are separated through the rotor and the vane, and the amount of eccentricity is increased by moving. A cam ring that changes and changes the pump capacity;
A suction portion that opens into the pump chamber, the volume of which increases with rotation of the rotor;
A discharge portion that opens to the pump chamber, the volume of which decreases with rotation of the rotor;
An urging member provided in a state in which a set load is applied, and urging the cam ring in a direction in which an eccentric amount is increased with respect to a rotation center of the rotor;
At least one or more control oil chambers that apply to the cam ring a force that moves the cam ring in a direction in which the amount of eccentricity is reduced against the biasing force of the biasing member by introducing discharge pressure from the discharge portion. A reduced-side oil chamber comprising:
At least one or more controls that apply to the cam ring a force that moves the cam ring in a direction in which the amount of eccentricity increases in cooperation with the biasing force of the biasing member by introducing a discharge pressure from the discharge portion. An increased oil chamber group composed of oil chambers;
A control mechanism for controlling the introduction of the discharge pressure into each control oil chamber of the decrease side and increase side oil chamber group;
With
A variable displacement pump characterized in that a total of at least three control oil chambers included in the reduction-side oil chamber group and the increase-side oil chamber group is at least three.
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